bài tập lớn nguyên lý chi tiết máy tính toán hệ dẫn động bằng tải

Đông cơ điệnNối trục đàn hồiHộp giảm tốc 1 cấp bánh răng côn răng thẳngBộ truyền xíchBăng tảiTrường ĐHSPKT TP.HCM TIỂU LUẬN NGUYÊN L – CHI TIẾT MÁYKhoa Cơ khí Chế tạo máyBộ môn Thiết kế

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Chọn động cơ điện

*Công suất trên trục động cơ

Gọi 𝑃𝑐𝑡: Công suất trên trục động cơ

Pt : Công suất trên trục công tác

Ft = 2F = 5400 (N) : Lực vòng trên tải xích V = 1,15 (m/s) : Vận tốc xích tải

Công suất cần thiết trên trục động cơ

Trong đó theo bảng 2.3 tr số hiệu suất các loại bộ truyền và ổ

 nt = 1 : hiệu suất nối trục

 brn = 0,96 : hiệu suất bộ truyền bánh rang côn

 x = 0,93 : hiệu suất bộ truyền xích

𝜂 ô = 0.99 : hiệu suất của 1 cặp ổ lăn

Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là:

*Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện:

Tốc độ quay của trục công tác :

Trong đó v = 1,15 (m/s) : vận tốc xích tải

*Tỉ số truyền của hệ thống

Hệ truyền động cơ khí có bồ truyền đai xích và hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng nón răng thẳng, theo bảng 2.2 ta sơ bộ chọn 𝑢 đ = 𝑢 = 2,5 ; 𝑢 = 𝑢 𝑥 ℎ 𝑏𝑟𝑛 = 4.

Tỉ số truyền chung sơ bộ:

Trong đó : n sb : số vòng quay sơ bộ của động cơ điện n : số vòng quay của máy công tác

Tra phụ lục P1.2, chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha roto lồng sóc 50Hz loại 3K132M4 với 𝑃đ𝑐

Phân phối tỉ số truyền

Chọn trước tỉ số truyền bộ truyền bánh trụ răng nghiêng của hộp giảm tốc

Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền:

* Số vòng quay của trục 1,2,3:

* Momen xoắn của các trục và máy:

B;ng hê  thống số liê u

Thông số Động cơ I II III u 𝑢 𝑛𝑡 = 1 𝑢 = 4 ℎ 𝑢 = 2,66 𝑥 n (v/ph) 730 730 182 68

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

Chọn loại xích

- Vì vận tốc thấp, không yêu cầu làm việc êm nên chọn xích con lăn.

Chọn số răng đĩa xích

- Theo bảng 4.4, với tỉ số truyền u = 2,66 ta chọn được số răng đĩa xích nhỏ

- Từ số răng đĩa xích nhỏ ta chọn số răng đĩa xích lớn:

Kiểm tra tỉ số truyền bộ truyền xích

Sai số nhỏ hơn sai số truyền cho phép.

Bước xích p được xác đnh từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề và thể hiện bằng công thức

Pt: công suất tính toán (kW)

P: công suất của bộ truyền xích

[P]: công suất cho phép, tra bảng 4.5 k: hệ số sử dụng của bộ truyền xích k = ko.k ka đc.k kbt đ.kc (4.8)

Các hệ số trên tra bảng 4.6: ko= 1: hệ số kể đến ảnh hưởng của v trí bộ truyền (đường nối hai tâm đĩa xích so với phương ngang ≤ 60° ). ka = 1: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích (a = 30…50p ) kđc= 1: hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích ( v trí trục được điều chỉnh bằng một trong hai đĩa xích ) kbt = 1,3 : hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn (môi trường làm việc có bụi ) kđ= 1 : hệ số tải trọng động kể đến tính chất của tải trọng ( tải trọng tĩnh, làm việc êm ) kc = 1,25: hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền ( làm việc 2 ca )

= 𝑧 01 = , 25 𝑣ớ𝑖 𝑧 = 25 là số đĩa xích nhỏ trong thực

𝑍 𝑧 1 𝑧 1 01 nghiệm, là số răng đĩa xích nhỏ.𝑧1

𝑣ớ𝑖 𝑛 = 20001 : số vòng quay của đĩa xích nhỏ trong thực nghiệm.

Thay vào công thức P = P.k.kt z.kn ta được

𝑃 𝑡 = 6,81 1,63 1 1,1 = 12,21(𝑘𝑊) Điều kiện chọn [P], với 𝑛01 = 200 𝑣/𝑝ℎ và [P] > 12,17 kW.Tra bảng 4.5, [P] = 19,3 kW > 12,17kW với bước xích p = 31,75 mm.

Tuy nhiên với p = 31,75 mm đường kính đĩa xích b dẫn lớn ( 𝑑2

677 𝑚𝑚 = sin 180°/67 ( 31,75 ) Trong điều kiện này ta nên chọn p có tr số nhỏ hơn và tăng số đĩa xích bằng cách

Chọn 4 dãy xích có bước xích p = 19,05mm.

4 Khoảng cách trục và số mắt xích

Khoảng cách trục a thỏa điều kiện:

Chọn khoảng cách trục a = 40p, xác đnh được số mắt xích x :

Tính lại khoảng cách trục a:

𝑎 = 890 𝑚𝑚 Để xích không chu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a được tính cần phải giảm một lượng Δ𝑎 = 0,003𝑎

5 Kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây i = z 1 n 1

Trong đó [i] – số lần va đập cho phép (1/s) với [i] = 35 (1/s) ( xích con lăn và có bước xích p = 25,4 mm) (Tra bảng 4.10.) i = 25.182 = 2,37 < [i]

6 Kiểm nghiệm xích về độ bền Để đảm bảo cho xích không b phá hỏng do quá tải cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:

Theo bảng 4.2, tải trọng phá hủy Q = 31,8 kW, khối lượng 1m xích q = 1,9 kg, 𝑘 =đ

Theo bảng 4.11 với p = 19,05 mm ; 𝑛1 = 182 𝑣/𝑝ℎ => [S] = 8,2 Vậy

S = 25,4 > [S] = 8,2 : bộ truyền xích đảm bảo độ bền

7 Các thông số của đĩa xích Đường kính vòng chia của đĩa xích 𝑑1 𝑝

𝑧 2 67 Đường kính vòng đỉnh răng :

9 Đường kính vòng chân răng:

8 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc σ trên mặt răng đĩa xích phải thỏa mãn điều kiện lực: H σH= 0,47√kr(Ft.K +F E/(Akđ vđ) d) ≤ [σ ]H

Với kr: hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc z, tra bảng sau:

Fvđ - lực va đập trên m dãy xích (N) tính theo công thức

- môđun đàn hồi (MPa) với E , E là môđun đàn hồi của vật liệu1 2 con lăn và răng đĩa xích;

A (mm ) - diện tích chiếu của bản lề, tra Bảng 4.14 2

Như vậy, dùng thép 45 tôi cải thiện có [𝜎 𝐻 ] = 500 𝑀𝑃𝐴, đảm bảo được bộ bền tiếp xúc.

9 Xác định lực tác dụng lên trục

Lực tác dụng lên trục:

Trong đó: k là hệ số kể đến trọng lượng xích.x

𝐹𝑟 = 1,15.4728 = 5437 𝑁 (bộ truyền nghiêng 1 góc > 40 so với phương ngang : °

Các thông số bộ truyền xích

Thông số Kí hiệu Tr số

Số răng đĩa xích dẫn z1 25

Số răng đĩa xích b dẫn z2 67

Số mắt xích x 128 Đường kính vòng chia đĩa xích dẫn d1 152 Đường kính vòng chia đĩa xích b dẫn d2 406 Đường kính vòng đỉnh đĩa xích dẫn d a1 160 Đường kính vòng đỉnh đĩa xích b dẫn d a2 415 Đường kính vòng chân răng đĩa xích dẫn d f1 193,94 Đường kính vòng chân răng đĩa xích dẫn d f2 393,94

Khoảng cách trục và số mắt xích

Khoảng cách trục a thỏa điều kiện:

Chọn khoảng cách trục a = 40p, xác đnh được số mắt xích x :

Tính lại khoảng cách trục a:

𝑎 = 890 𝑚𝑚 Để xích không chu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a được tính cần phải giảm một lượng Δ𝑎 = 0,003𝑎

Kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây

Trong đó [i] – số lần va đập cho phép (1/s) với [i] = 35 (1/s) ( xích con lăn và có bước xích p = 25,4 mm) (Tra bảng 4.10.) i = 25.182 = 2,37 < [i]

Kiểm nghiệm xích về độ bền

Để đảm bảo cho xích không b phá hỏng do quá tải cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:

Theo bảng 4.2, tải trọng phá hủy Q = 31,8 kW, khối lượng 1m xích q = 1,9 kg, 𝑘 =đ

Theo bảng 4.11 với p = 19,05 mm ; 𝑛1 = 182 𝑣/𝑝ℎ => [S] = 8,2 Vậy

S = 25,4 > [S] = 8,2 : bộ truyền xích đảm bảo độ bền

Các thông số của đĩa xích

Đường kính vòng chia của đĩa xích 𝑑1 𝑝

𝑧 2 67 Đường kính vòng đỉnh răng :

9 Đường kính vòng chân răng:

Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc σ trên mặt răng đĩa xích phải thỏa mãn điều kiện lực: H σH= 0,47√kr(Ft.K +F E/(Akđ vđ) d) ≤ [σ ]H

Với kr: hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc z, tra bảng sau:

Fvđ - lực va đập trên m dãy xích (N) tính theo công thức

- môđun đàn hồi (MPa) với E , E là môđun đàn hồi của vật liệu1 2 con lăn và răng đĩa xích;

A (mm ) - diện tích chiếu của bản lề, tra Bảng 4.14 2

Như vậy, dùng thép 45 tôi cải thiện có [𝜎 𝐻 ] = 500 𝑀𝑃𝐴, đảm bảo được bộ bền tiếp xúc.

9 Xác định lực tác dụng lên trục

Lực tác dụng lên trục:

Trong đó: k là hệ số kể đến trọng lượng xích.x

𝐹𝑟 = 1,15.4728 = 5437 𝑁 (bộ truyền nghiêng 1 góc > 40 so với phương ngang : °

Các thông số bộ truyền xích

Thông số Kí hiệu Tr số

Số răng đĩa xích dẫn z1 25

Số răng đĩa xích b dẫn z2 67

Số mắt xích x 128 Đường kính vòng chia đĩa xích dẫn d1 152 Đường kính vòng chia đĩa xích b dẫn d2 406 Đường kính vòng đỉnh đĩa xích dẫn d a1 160 Đường kính vòng đỉnh đĩa xích b dẫn d a2 415 Đường kính vòng chân răng đĩa xích dẫn d f1 193,94 Đường kính vòng chân răng đĩa xích dẫn d f2 393,94

TÍNH TOÁN TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG

Chọn vật liệu

Chọn vật liệu nào phụ thuộc vào yêu cầu cụ thể: tải trọng lớn hay nhỏ, khả năng công nghệ và thiết b chế tạo cũng như vật tư được cung cấp, yêu cầu kích thước Đối với HGT côn – trụ 2 cấp chu công suất nhỏ và vừa ta nên chọn vật liệu để chế tạo bánh răng là vật liệu nhóm I, cụ thể chọn theo bảng 5.1, ta chọn:

- Bánh răng dẫn: thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB 241 ÷ 285 có giới hạn bền = b1 850 MPa , giới hạn bền chảy = ch1 580 MPa chọn độ rắn bánh răng  dẫn 𝐻𝐵1= 250 MPa.

- Bánh răng b dẫn: thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB 192 ÷ 240 có giới hạn bền = b2 750 MPa , giới hạn bền chảy = ch2 450 MPa , chọn độ rắn bánh  răng dẫn 𝐻𝐵2= 250 MPa.

2 Xác định ứng suất cho phép

Theo bảng 5.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB180 ÷ 350 σ o = 2HB + 70 ; S =1,1 ; σ o = 1,8HB ; S = 1,75

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB = 250; độ rắn bánh lớn HB = 235, khi đó:1 2 σ o = 2HB + 70 = 570 MPa ; σ o = 2HB + 70 = 540 MPa

Hlim1 1 Hlim2 2 σ o = 1,8HB = 450 MPa ; σ o = 1,8HB = 423 MPa

Tổng số giờ làm việc của bánh răng: 𝑡 𝛴 = 2 6 300 6 = 21600 giờ.

Tương tự, ta có 𝑁 𝐻𝐸2 > 𝑁 𝐻𝑂2 𝑑𝑜 đó 𝐾 𝐻𝐿2 = 1

Như vậy, theo (5.3), sơ bộ xác đnh được :

Bộ truyền bánh răng nón răng thẳng nên chọn [𝜎 𝐻 ] có tr số nhỏ hơn [𝜎 𝐻1 ] 𝑣à [𝜎 𝐻2 ] :[𝜎 𝐻 ] = [𝜎 𝐻2 ] = 490,9 𝑀𝑃𝐴.

Tương tự, ta có 𝑁 𝐹𝐸2 > 𝑁 𝐹𝑂2 𝑑𝑜 đó 𝐾 𝐹𝐿2 = 1

Bộ truyền quay đều nên 𝐾𝐹𝐶 = 1, theo (5.4)

[𝜎 𝐹 2 ] = 423 1 1/1,75 = 241,71 MPA Ứng suất quá tải cho phép được xác đnh theo (5.12) và (5.14)

3 Chiều dài côn ngoài được tính theo công thức (5.55):

Trong đó 𝐾 𝑅 = 0,5𝐾 𝑣ớ𝑖 𝐾 = 100𝑀𝑃𝐴 𝑑 𝑑 1/3 khi bộ truyền bánh răng côn bằng thép Chọn 𝐾𝑏𝑒 = 0,3 (Kbe chỉ thay đổi trong phạm vi hẹp 𝐾𝑏𝑒 = 0,25 ÷ 0,3 với u

Theo Bảng 5.19 chọn K = 1,18 (trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB < H

T1 – mômen xoắn trên trục bánh răng dẫn

4 Xác định các thông số ăn khớp

𝑒1 √1+𝑢 2 √1+4 2 de1 mm, u = 2,7 tra bảng (5.19) được z = 201p

Với HB < 350, z1=1,6z1p = 1,6 20 = 32 Đường kính trung bình và môđun trung bình:

Theo bảng 5.7 chọn m = 3mm te

Do đó tỉ số truyền 𝑢𝑚

= 128 32= 4 Sai số tỷ số truyền ∆𝑢 = 𝑢−𝑢 𝑚 100% < 2% (sai số cho phép của đề bài)

Chiều dài côn ngoài thực:

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng được tính theo công thức (5.63):

𝑍 𝑀 = 274𝑀𝑃𝑎 1/3 (tra bảng 6.5) không dch chỉnh

Bộ truyền bánh răng nón răng thẳng nên theo bảng 5.8 : Z = 1,76 H

Hệ số trùng khớp ngang 𝜀 𝛼 được tính theo (5.66):

Với bánh răng côn thẳng 𝐾 𝐻𝛼 = 1

Vận tốc vòng tính theo công thức (5.68): v = 𝜋𝑑 𝑚1 𝑛 1 = 3,14 81,6 730 = 3,11 𝑚/𝑠

Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng, bảng 5.9: cấp chính xác 7

𝛿 𝐻 − Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 5.11, δ = 0,006.H g o − hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 5.12, go = 47 (cấp chính xác 7)

Thay các tr số trên, ta được:

𝐷𝑜 đó 𝐾 = 1,18 1 1,18 = 1,39𝐻 Ứng suất tiếp xúc:

Thỏa độ bền tiếp xúc.

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được tính theo công thức (5.71):

Với tr số 𝐾𝑏𝑒𝑢 =0,705 tra bảng (5.19), 𝐾

= 1,17 (giả sử trục bánh răng côn lắp

2−𝐾 𝑏𝑒 trên ổ đũa, sơ đồ I, HB < 350)

𝐾 𝐹𝛼 = 1 - bánh răng côn răng thẳng

𝐾 𝐹𝑣 = 1 + 𝑣 𝑏𝑑 𝐹 𝑚1 : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn

2(𝑇 1 𝐹𝛽 𝐹𝛼 𝐾 𝐾 ) khớp, tính theo công thức (5.74).

𝛿 𝐹 : ℎệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 5.11; δ =F

0,016. g o − hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 5.12, go = 47 (cấp chính xác 7)

𝗌 = 1 𝗌 𝛼 - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với ε – hệ số trùng khớp ngang,α theo (5.66)

Số răng của bánh răng tương đương:

Chọn bánh răng không dch chỉnh, tra bảng 6.18 ta được Y =3,9; F1

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

21 Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏa điều kiện (5.42):

Kiểm nghiệm quá tải về độ bền uốn theo công thức (5.43):

8 Các thông số và kích thước bộ truyền

Chiều dài côn ngoài Re = 186 𝑚𝑚

Chiều rộng vành răng b = 56 mm

Chiều dài côn ngoài được tính theo công thức (5.55)

Trong đó 𝐾 𝑅 = 0,5𝐾 𝑣ớ𝑖 𝐾 = 100𝑀𝑃𝐴 𝑑 𝑑 1/3 khi bộ truyền bánh răng côn bằng thép Chọn 𝐾𝑏𝑒 = 0,3 (Kbe chỉ thay đổi trong phạm vi hẹp 𝐾𝑏𝑒 = 0,25 ÷ 0,3 với u

Theo Bảng 5.19 chọn K = 1,18 (trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB < H

T1 – mômen xoắn trên trục bánh răng dẫn

4 Xác định các thông số ăn khớp

𝑒1 √1+𝑢 2 √1+4 2 de1 mm, u = 2,7 tra bảng (5.19) được z = 201p

Với HB < 350, z1=1,6z1p = 1,6 20 = 32 Đường kính trung bình và môđun trung bình:

Theo bảng 5.7 chọn m = 3mm te

Do đó tỉ số truyền 𝑢𝑚

= 128 32= 4 Sai số tỷ số truyền ∆𝑢 = 𝑢−𝑢 𝑚 100% < 2% (sai số cho phép của đề bài)

Chiều dài côn ngoài thực:

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng được tính theo công thức (5.63):

Độ chính xác truyền động: δ𝐻 là hệ số ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra bảng 5.11 giá trị δ là 0,006 go là hệ số ảnh hưởng của sai lệch bước răng của bánh răng 1 và bánh răng 2, tra bảng 5.12 giá trị go là 47 (cấp chính xác 7).

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được tính theo công thức (5.71):

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

8 Các thông số và kích thước bộ truyền

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng được tính theo công thức (5.63):

𝛿 𝐻 − Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 5.11, δ = 0,006.H g o − hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 5.12, go = 47 (cấp chính xác 7)

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được tính theo công thức (5.71):

Kiểm nghiệm răng về quá tải

Các thông số và kích thước bộ truyền

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ 2 TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC

Tải trọng tác dụng lên trục

* Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng

𝐹 𝑎1 = 𝐹 𝑡𝑔𝛼 𝑠𝑖𝑛𝛿 = 𝐹 = 2295,78 𝑡𝑔20° 𝑠𝑖𝑛 14° = 202,14 𝑁 𝑡1 1 𝑟2 trong đó: dm1– đường kính trung bình của bánh nhỏ (mm); α – góc ăn khớp, thường α = 200; δ1 – góc côn chia bánh nhỏ.

* Lực tác dụng từ bộ truyền xích :

Lực tác dụng từ nối trục đàn hồi: F = 0,3.F = 0,3.2295,78 = 688,73 (N)k t1

Theo bảng 7.2 chọn b = 21 mm, b = 27 mm.01 02

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

Chiều dài mayo bánh răng côn thẳng thứ nhất trên trục I: lm13 = (1,2 ÷ 1,4)𝑑1 = (38,4÷44,8) mm ⇒ chọn l = 42 mm m13

Chiều dài mayo nối trục đàn hồi trên trục I: lm12 = (1,4 ÷ 2,5)𝑑1 = (44,8 ÷ 80 mm ⇒ ) chọn l = 62 mm m12

Chiều dài mayo bánh răng côn thẳng thứ hai trên trục II: l m22 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑 2 = (60 75)mm ÷ ⇒ chọn l = 68 mm m22

Chiều dài mayo đĩa xích 2 trên trục II: l m24 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑 2 = (60 ÷ 75 mm ⇒ ) chọn l = 68 mm m23

Chiều dài mayo đĩa xích 1 trên trục II: l m23 = 𝑙 𝑚24 = 68 𝑚𝑚

Các kích thước liên quan đến chiều dài trục chọn theo bảng 10.3 trang 189: k 1 = 10 mm k = 8 mm 2 k = 15 mm 3 h = 17 mm n Kết quả tính được khoảng cách lki trên trục thứ k từ gối đỡ 0 đến chi tiết quay thứ nhất như sau:

4 Xác định đường kính của các tiết diện thành phần của trục

4.1 Tính toán phản lực, momen uốn và đường kính trục tại các tiết diện trên trục I

Momen uốn trên bánh răng côn là :

Tính Momen uốn tương đương

Với: Mu = √𝑀 2 + 𝑀 2 ; T: Momen xoắn trên trục

Từ công thức và biểu đồ momen ta tính được:

- Đối với trục đặc, đường kính trục tại các tiết diện j được tính theo công thức:

Trong đó [б] ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, theo bảng 10.5 trang 195 - Đối với trục 1 ta được: [б] = 56 MPa

- Ta tính được đường kính trục tại các tiết diện như sau:

Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:

4.2 Tính toán phản lực, momen uốn và đường kính trục tại các tiết diện trên trục II

- Tính Momen uốn tương đương

5 Tính toán về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện: s 𝑗 = s √s σj 2 s +s τj 2 ≥ [s] σj τj

Trong đó : - : hệ số an toàn cho phép , [s] [s] = (1,5÷2,5) s σj , s τj : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng xuất tiếp tại mặt cắt j. s σj s τj

Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng:

W j σj K σdj σ aj +ψ σ σ mj K σdj σ aj

Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động: τ = τ

Trong đó : σaj , , τaj σmj là biên độ và tr số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt tiết diện j

M j : Mômen tổng tại tiết diện j.

W j , W 0j – mô men cản uốn và mô men xoắn tại tiết diện j.

Giới hạn bền kéo : σ b = 750MPa

Giới hạn mỏi uốn : σ−1 = 0,436 σ = 327 MPab

Giới hạn mỏi xoắn : τ −1 = 0,58 σ = 0,58.327 = 189,66 MPa −1

Tra bảng 10.7 trang197 Ta được các hệ số ảnh hưởng của tr số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ψσ = 0,1 ; ψτ = 0,05

Tại tiết diện (D) trên trục I (tiết diện lắp bánh răng có đường kính d = 35,5 mm)

- Đối với trục tiết diện tròn :

- Ứng suất pháp và tiếp sinh ra :

- Xác đnh các hệ số K σdj và K τdj đối với tiết diện nguy hiểm (D).

Trong đó : K x – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt cho trong bảng 10.8 trang 197, các chi tiết gia công trên máy tiện, yêu cầu đạt Ra = 2,5 ÷ 0, 63 μm do đó: Kx = 1,06

Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục cho trong bảng 10.9 trang 197 phụ thuộc vào phương pháp tăng bề mặt, không dùng phương pháp gia tăng độ bền bề mặt K y 1

- Dùng dao phay ngón đối với trục có rảnh then, theo bảng 10.12 trang 199

- Tr số của hệ số kích thước , ε σ ε τ theo bảng 10.10 trang 198 εσ = 0,83, ετ = 0,77

Vậy: với τ mD = τ aD = 15,85 (MPa) sσD K σ −1 σ𝑑 (𝐷) σaD

Xác đnh đường kính của các tiết diện thành phần của trục