Btl Chi Tiết Máy Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Bánh Răng Côn Răng Thẳng..pdf

Ứng suất uốn tính toán theo công thức: 33... Vậy theo tiêu chuẩn chọn ??= 28 ??... Vậy theo tiêu chuẩn chọn ??= 42 ??.

ĐẠI H C QU C GIA THÀNH PH H CHÍ MINH Ọ Ố Ố Ồ

TRƯỜNG ĐẠI H C BÁCH KHOA Ọ -o0o -

GVHD NGUY: ỄN VĂN THẠNH

H và Tên : Ph m Họạồng Đức MSSV : 2111086

TP.HCM, 2023

2

Phụ l c ụ

Chương I : Lập bảng s liệu 3 ốChương : Tính toán thiIIết bké ộ truy n ề đai thang 4 Chương III : Tính toán thiết kế ệ h thống bánh răng côn răng th ng 7 ẳ

Chương IV : Tính toán thi t kế ế bộ truyền bánh răng ụ răng tr nghiên 12 Chương V: Tính toán thi t kế ế trụ vàc then 18Trục II19Trục III 27 Trục IV33Tài u tham liệkhảo 41

Chương I : Lập bảng s liệu ố𝜂đ= 0,96

𝜂𝑏𝑟𝑐= 0,94 𝜂𝑏𝑟𝑛= 0,96 𝜂𝑜𝑙𝑎𝑛(1 𝑐ặ𝑝) = 0,99 𝜂𝑘𝑛= 1 𝑇(𝑁 𝑚) = 9,55 10 3.𝑃(𝐾𝑤)

4 Chương II : TÍNH TOÁN THIẾT K B TRUYỀN ĐAI THANG Ế Ộ

P1 4kW = n1 = 750 vòng/phút t s truy n u = 2,5 ; ỷ ố ề

- Với công suất P1 và n thì theo b ng 4.22 ta ch1 ả ọn đai loại B + b = 14p mm; bo = 17mm; h = 10.5mm;

y = 4.0o mm; A = 138 mm2; d1min = 125mm

L đai = 800 6300mm –- Đường kíng bánh đai nhỏ :

+ d = 1,2 d11min = 1,2 125 = 150mm; Theo chu n ta ch n d = 160mm ẩ ọ 1+ Tính 1 1 1

60000

d n

  = 6,283 (m/s). 1 25nên d h p lí 1 ợ Chọn 0.01

 d2 = µ d 1( 1 – 0,01 ) = 392 mm Ta ch n d = 400 mm ọ 2- Tỉ s truy n thố ề ực tế :

+ 𝑢 = 𝑑2

𝑑1(1−𝜉)= 2,52 + Sai l ch : delta_u = ệ |𝑈𝑡𝑡− 𝑈|

𝑈 100% = 2% < 5%

+ Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức:

2(d1 + d2)  a  0,55(d + d1 2) + h1120mm  a  318,5 mm



   s-1, [i] = 10s-1, do đó điều kiện thỏa

+ α = 180 57o– o.(𝑑2−𝑑1

𝑎 ) = 151,5o = 2,644 rad - Các h s s dệ ố ử ụng :

+ Hệ s ố xét đế ảnh hưởn ng góc ôm đai: 1/110

+ Hệ s ố xét đế ảnh hưởn ng chiều dài đai: 6

0

0,964

L

LC

+ F = 556,4N t- Ứng suất lớn nhất trong đai

6 - Tuổi thọ đai :

Chương III : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG BÁNH RĂNG CÔN RĂNG

THẲNG

Ta có các thông s : ốT2 = 122240 N.mm; n2 = 300 (v/p); u23 = 2,4

Theo bảng 6.1.[1] ta chọn được vật liệu sau : - Bánh răng chủ động: Thép C40; Tôi c i thi n ả ệ

HB1 = 270 Mpa 𝛿b1 = 950; 𝛿ch1 = 700 - Bánh răng bị động: Thép C45; Tôi c i thi n ả ệ

HB2 = 260 Mpa 𝛿b2 = 850; 𝛿ch2 = 650  Tính toán số liệu

Chu kì làm việc cơ sở : NHO1= 30HB12,4 = 30.260 2,4= 2,053.107 chu kỳ

NHO2= 30HB22,4 = 30.248 2,4= 1,875.107 chu kỳNFO1 = NFO2 = 5.10 6chu kỳ

Số chu kỳ làm việc tương đương, xác đị h theo sơ đồn tải trọng tĩnh:

NHE1 = NFE1 = 370,34 106 NHE2 = NFE2 105,81 10= 6

Ta thấy NHE1> NHO1 NHE2 > NHO2 => KHL1 = 1; KHL2 1 = giới hạn mỏ ếp xúc và ui ti ốn các bánh răng xác định như sau:

8 = 2HB +70 , suy ra

σ0Hlim = 2HB +70 = 0 MPa σ0Hlim1 1 61và σ0Hlim1 = 2HB +70 = 590 2 MPa

= 1,8HB, suy ra σ0Flim

= 1,8HB 486 σ0Flim1 1= MPavà σ0Flim2 = 1,8HB 2= 468 MPaỨng suất tiếp xúc cho phép:

Ứng suất uốn cho phép:   0Flim

F

Ks



Chọn s =1,75, ta có: F

[σf1] = 486 11,75 = 277,71 Mpa

[σf2] = 468 11,75 = 267,43 Mpa

Chọn hệ số chiều rộng vành răng ψbe = 0,285, . 0, 285.2, 4 0,399

2 2 0, 285

bebe

TKu



Tra bảng 6.20, ta ch n zọ 1p = 21 răng, với đ r n b m t H , H <350HB: z = 1,6zộ ắ ề ặ 1211p= 33,6 răng, ta chọn z 1= 34 răng.Khi đó z = 81,6 răng, ta chọ2 n z2 = 82 răng Môđun vòng chia ngoài me =

104, 474

4,97521  , ch n m = 5mm ọ eTính toán lại tỉ s truy n u=ố ề 2

1

822, 411834

z

Sai lệch 2, 4 2, 4118

.100% 0, 492%2, 4

Đường kính vòng chia ngoài: d = 5.34 = 170 (mm) e1

d = 5.82 = 410 (mm) e2Đường kính vòng chia trung bình: d = dm1e1(1 – 0,5ψbe) = 145,78 (mm)

d = dm2e2(1 – 0,5ψbe) = 351,58 (mm)

Chiều dài côn ngoài:R e= 0,5mez12z22221,92(mm)

10 Chiều rộng vành răng: b = Re ψbe = 63,25 (mm)

Môđun vòng trung bình m = mme(1-0,5 ψbe) = 4,2875

V n t c vòng v = ậ ố 1

4

.2, 296.10

m



 (m/s) Tra bảng 6.3, ta ch n c p chính xác cọ ấ ủa bộ truy n là 9 về ới vgh = 2,5 m/s Xác định giá tr các lực tác dụị ng lên b truyền: ộ

Lực vòng: Ft1 =

21

2 10 2.106, 96.10

1467, 42145, 78

Chọn hệ số tải trọng động KHV = K = 1,08 FV

Ứng suất tính toán σH =

22

1

0,85

HHm

z

   , ch n z = 37 ọ v1

zv2= 22

82214,10cos cos(67, 48)

z

   ,chọn z =214 v2

YF1 =

1

13, 23, 47 3,83

FF

FF

1

2 .10

[ ]0,85 0,85

FFFTF

2 .10 3,83.1, 08.1, 210,85.145, 78.63, 25.4, 2875

T

=31,86 MPa ≤ [σF] = 277,71 MPaVậy điều kiện bền uốn thỏa

12

Chương IV : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

Thông s ố đầu vào: Công su t P ấ 3= 3,6 kW; n = 125 (v/p); u = 2,78 ; T = 275040 N.mm 3343

Ta ch n v t li u : ọ ậ ệ- Bánh răng chủ động: Thép C40; Tôi c i thi n ả ệ

HB1 = 270 Mpa 𝛿b1 = 950; 𝛿ch1 = 700 - Bánh răng bị động: Thép C45; Tôi c i thi n ả ệ

HB2 = 260 Mpa 𝛿b2 = 850; 𝛿ch2 = 650  Tính toán số liệu

Chu kì làm việc cơ sở : NHO1= 30HB12,4 = 30.260 2,4= 2,053.107 chu kỳ

NHO2= 30HB22,4 = 30.248 2,4= 1,875.107 chu kỳNFO1 = NFO2= 5.106chu kỳ

Số chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ ải trọng tĩnh: t

NHE1 = NFE1 = 370,34 106 NHE2 = NFE2 105,81 10= 6 Ta thấy NHE1> NHO1

NHE2 > NHO2 => KHL1 = 1; KHL2 = 1

giới hạn mỏ ếp xúc và ui ti ốn các bánh răng xác định như sau:

= 2HB +70 , suy ra σ0Hlim

= 2HB +70 = 0 MPa σ0Hlim1 1 61và σ0Hlim1 = 2HB +70 = 590 2 MPa

= 1,8HB, suy ra σ0Flim

= 1,8HB 486 σ0Flim1 1= MPavà σ0Flim2 = 1,8HB 2= 468 MPaỨng suất tiếp xúc cho phép:

] = 0,45 ( ] + [ ]) = 441,81 Mpa [σH [σH1 σH2

Với điều ki n ệ  H min H 1, 25 H min

Ta chọn  H = 482,7 Mpa Ứng suất uốn cho phép:   0Flim

F

Ks



Chọn s =1,75, ta có: F

[σf1] = 486 11,75 = 277,71 MPa

14 [σf2] = 468 1

1,75 = 267,43 Mpa Theo bảng 6.5, , chọn ψba = 0,5 theo tiêu chuẩn Khi đó:

ψbd = ψba (u+1)

2 = 0,945 ta chọn K = 1,03; K = 1,05 HβFβ

Khoảng cách trục của b truyộ ền bánh răng trụ răng nghiêng được tính theo công thức:

33

2

430( 1)

[ ]

Hw

Từ điều ki n 20ệ o ≥ β ≥ 8o Suy ra: 2 cos8 1 2 cos 20

a

Tính toán lại tỉ s truy n u ố ều = 2

1

722, 7726

zz   , sai s ố 2, 78 2, 77.100% 0, 36%

2, 78

Các thông s hình h c ch y u c a b truy n ố ọ ủ ế ủ ộ ề bánh răng trụ răng nghiên:Đường kính vòng chia: d1 = z m1

cos = 26.4/cos(11,48) = 106,12 mm d2 = z m2

cos = 72.4/cos(11,48) = 293,88 mm Đường kính vòng đỉnh: da1 =d1 + 2m = 114,12 mm

da2 =d2 + 2m = 301,88 mm Đường kính vòng đáy: d f1=d1 – 2,5m = 96,12 mm

d f2=d2 – 2,5m = 283,88 mm Khoảng cách trục:

aw = ( 2 1)

2002.cos



 mm

Chiều rộng vành răng: Bánh b d n: bị ẫ 2 = ψbaa = 0,5.200 = 100 mm

Bánh d n: b = b +5 = 105 mm ẫ 12V n tậ ốc vòng bánh răng:

1 1 106,12.125

0, 760000 60000

16 Lực hướng tâm: Fr1 = 𝐹𝑡1.𝑡𝑎𝑛 𝛼𝑛𝑤

𝑐𝑜𝑠 𝛽 = 1925 183, N Lực d c trọ ục: Fa = 𝐹𝑡1 𝑡𝑎𝑛 𝛽 = 1052 73, N Với Fa2 = Fa1; Fr2 = Fr1; Ft2 = Ft1

Hệ s tố ải trọng động theo b ng 6.6, ta ch n: ả ọ

KHV =1,02 ; K =1,04 FVHệ s phân b tố ố ải trọng không đều ta ch n theo b ng 6.11: ọ ả

K = 1,13; K = 1 HαFα

Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

331

z

   , ta ch n z = 28 ọ v1răng; zv2 = 2

3

72

76,5cos cos (11, 48)

z

  , ta ch n zọ v2 = 77 răng.Hệ s dố ạng răng YF:

 Đố ới v i bánh dẫn: Y F1=

1

13, 2 13, 23, 47 3, 47 3, 94

77

z

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ ền u n): b ố

Ứng suất uốn tính toán theo công thức:

33

18

Chương V : TÍNH TOÁN THI T K Ế Ế TRỤC VÀ THEN

Lực tác dụng lên b truyộ ền đai: 1

0

2 sin2

r

   802,52 N

Lực tác dụng lên b truyộ ền bánh răng côn:

Lực vòng: Ft1 =

32

1

2 10

m

Td  2.122240

145,78 =1677,05 N Lực hướng tâm: F r1= Ft1.tancos 1 493,37 N Lực d c trọ ục: F a= 𝐹𝑡1 𝑡𝑎𝑛 𝛼 𝑠𝑖𝑛 𝛿1= 233,79 N Với Fa2 = Fr1; Fr2 = Fa1; Ft2 = Ft1

Lực tác dụng lên b truyộ ền bánh răng trụ răng nghiêng:

Lực vòng: Ft1 = 2𝑇3.103

𝑑1 =2.275040106,12 = 5183,57 N Lực hướng tâm: Fr1 = 𝐹𝑡1.𝑡𝑎𝑛 𝛼𝑛𝑤

𝑐𝑜𝑠 𝛽 = 1925,183 N Lực d c trọ ục: Fa = 𝐹𝑡1 𝑡𝑎𝑛 𝛽 = 1052,73 N Với Fa2 = Fa1; Fr2 = Fr1; Ft2 = Ft1

Trục II

Fr = 802,52 RBy

Ta ch n v t li u C35 ọ ậ ệσ𝑐ℎ = 304 Mpa; σ−1 = 255 MPa; σ𝑏 = 510 MPa; 𝜏−1= 128 MPa Chọn sơ bộ ứng suất xo n cho thép : ắ |𝜏| = 20 𝑀𝑃𝑎

Tính đường kính sơ bộ của trục :

D = √3 0,2.|𝜏|𝑇1

= 23,35 mm

Theo chu n ta ch n D = 30 mm ẩ ọVới 𝑇2= 122240 𝑁𝑚𝑚 n m trong kho ng ằ ả 100000 ÷ 200000 𝑁𝑚𝑚; theo b ng ả10.3, ch n các thông s ọ ố𝑒 = 80 𝑚𝑚; 𝑓 = 90 𝑚𝑚; 𝑢 = 80 𝑚𝑚; 𝑤 = 60 𝑚𝑚 Khe h ở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc: 𝑥 = 10 𝑚𝑚

Khoảng cách giữa tâm bánh răng côn và tâm ổ lăn: 𝑎 =𝑢2+𝑤4+𝑥2=802+604+102 = 60 𝑚𝑚 Phân tích l c và biự ểu đồ momen:

Các l c và momen tác d ng lên tr c II: ự ụ ụ𝐹𝑟đ= 802 52, 𝑁

𝐹𝑡1= 1677,05 𝑁 𝐹𝑟1= 493 37, 𝑁 𝑀𝑎1= 𝐹𝑎1𝑑𝑚1

2 = 233,79 145,782 = 17040 95, 𝑁𝑚𝑚 Tính toán và v ẽ biểu đồ momen u n, momen xo n c a trố ắ ủ ục:

Xét mặt phẳng Oyz, ∑ 𝑀 𝐵⁄ = 0: −𝐹𝑟160 + 𝑀𝑎1+ 𝑅𝐶𝑌80 − 𝐹𝑟đ170 = 0 → 𝑅𝐶𝑌=𝐹𝑟160−𝑀𝑎1+𝐹 170𝑟đ

80 = 1862,37 𝑁 Với ∑ 𝐹𝑌= 0

20 𝐹𝑟1+ 𝑅𝐵𝑌+ 𝑅𝐶𝑌− 𝐹𝑟đ= 0

→ 𝑅𝐵𝑌= −1553 ,𝑁Xét mặt phẳng Oxz, ∑ 𝑀 𝐵⁄ = 0: 𝐹𝑡160 − 𝑅𝐶𝑋80 = 0

→ 𝑅𝐶𝑋= 1257,79 𝑁 Với ∑ 𝐹𝑋= 0: 𝐹𝑡1+ 𝑅𝐵𝑋+ 𝑅𝐶𝑋= 0 → 𝑅𝐵𝑋= −2934 84, 𝑁

22 Momen u n t i A: ố ạ

𝑀𝐴= 𝑀𝑎1= 17040,95 𝑁𝑚𝑚 Momen xo n t i A: ắ ạ 𝑇𝐴= 122240 𝑁𝑚𝑚 Momen tương đương tại điểm A:

𝑀𝑡đ𝐴= √𝑀𝐴2+ 0, 𝑇75𝐴2= 107225,73 𝑁𝑚𝑚 Đường kính tr c t i A: ụ ạ

𝑑𝐴≥ √𝑀𝑡đ𝐴

0,1 𝜎[𝐹]

3= √3107225,730,1 65 = 25 46, 𝑚𝑚 T i A có lạ ắp bánh răng nên có then làm 𝑑𝐴 tăng thêm 5% Vậy theo tiêu chuẩn chọn 𝑑𝐴= 28 𝑚𝑚 Momen u n t i B: ố ạ

𝑀𝐵= √𝑀𝐵𝑋2+ 𝑀𝐵𝑌2= √12561,252+ 1006232= 101404 𝑁𝑚𝑚 Momen xo n t i B: ắ ạ 𝑇𝐵= 122240 𝑁𝑚𝑚

Momen tương đương tại B: 𝑀𝑡đ𝐵= √𝑀𝐵𝑋2+ 𝑀𝐵𝑌2+ 0, 𝑇75 𝐵2= 146593,77 𝑁𝑚𝑚 Đường kính tr c tụ ại B:

𝑑𝐵≥ √𝑀𝑡đ𝐵

0,1 𝜎[𝐹]

3= √3 146593,770,1 65

= 28 25, 𝑚𝑚 Theo tiêu chu n chẩ ọn đường kính ngõng tr c lụ ắp ổ lăn 𝑑𝐵= 35 𝑚𝑚 Momen u n t i C: ố ạ 𝑀𝐶= 𝑀𝐶𝑌= 71697,6 𝑁𝑚𝑚

Momen xo n t i C: ắ ạ 𝑇𝐶= 122240 𝑁𝑚𝑚 Momen tương đương tại C:

𝑀𝑡đ𝐶= √𝑀𝐶𝑌2+ 0, 𝑇75𝐶 = 137950,72 𝑁𝑚𝑚 Đường kính tr c t i C: ụ ạ

𝑑𝐶≥ √𝑀𝑡đ𝐶

0,1 𝜎[𝐹]

3= √3137950,720,1 65 = 27,69 𝑚𝑚 Theo tiêu chu n chẩ ọn đường kính ngõng tr c lụ ắp ổ lăn 𝑑𝐶= 35 𝑚𝑚Momen u n t i D: ố ạ 𝑀𝐷= 0

Momen xo n t i D: ắ ạ 𝑇𝐷= 122240 𝑁𝑚𝑚 Momen tương đương tại D:

𝑀𝑡đ𝐶= √0, 𝑇75 𝐷2= 117855,23 𝑁𝑚𝑚 Đường kính tr c t i D: ụ ạ

𝑑𝐷≥ √𝑀𝑡đ𝐷

0,1 𝜎[𝐹]

3= √3117855,230,1 65 = 26 27, 𝑚𝑚 T i D có lạ ắp bánh đai nên có then làm 𝑑𝐷 tăng 5% Vậy theo tiêu chu n chẩ ọn 𝑑𝐷= 28 𝑚𝑚

Vậy đường kính thân trục 𝑑𝐴= 𝑑𝐷= 28 𝑚𝑚; đường kính ngõng trục lấy theo 𝑑𝐶= 35 𝑚𝑚; chọn đường kính vai trục 𝑑𝑚𝑎𝑥= 40 𝑚𝑚

6 - Thi t k then l p trên thân trế ế ắ ục:Chi u rề ộng then 𝑏 = (0, ÷ 0,3 𝑑25 ) 𝐴= (0, ÷ 0,325 ) 28= 7 ÷ 8,4 𝑚𝑚 V y chậ ọn kích thước m t c t ngang c a then theo tiêu chuặ ắ ủ ẩn: 𝑏 × ℎ = 8 × 7 𝑚𝑚 Vậy tr c có 2 then ụ ở 2 thân tr c, v i then bụ ớ ằng đầu b ng có chi u r ng ằ ề ộ 𝑏 = 8 𝑚𝑚; chiều cao ℎ = 7 𝑚𝑚; chiều sâu rãnh then trên trục 𝑡 = 4 𝑚𝑚; chi u sau rãnh ềthen trên mayơ 𝑡1= 3,1 𝑚𝑚

7 - Kiểm nghiệm độ bền mỏi tr c theo hệ số an toàn: ụT i các tiạ ết diện nguy hi m, có rãnh then A và D: ểMomen c n uả ốn:

𝑊 =𝜋𝑑𝐴3

32 −𝑏𝑡(𝑑𝐴−𝑡)2

2𝑑𝐴 =28323𝜋−8 4(28−4)2 28 2 = 1825 99, 𝑚𝑚3

Momen c n xoả ắn:𝑊0=𝜋𝑑𝐴3

16 −𝑏𝑡(𝑑𝐴−𝑡)2

2𝑑𝐴 =28163𝜋−8 4(28−4)2 28 2 = 3981 12, 𝑚𝑚3

24 Do tr c quay nên ng su t uụ ứ ấ ốn thay đổi theo chu k i x ng: ỳ đố ứ

𝜎𝑎= 𝜎𝑚𝑎𝑥=𝑀𝐴

𝑊 =17451,291825,99 = 9,55 𝑀𝑃𝑎; 𝜎𝑚= 0 Ứng su t xoấ ắn:

𝜏 =𝑇2

𝑊0=1222403981,12= 34 18, 𝑀𝑃𝑎 Do tr c quay theo m t chi u, nên ng su t xoụ ộ ề ứ ấ ắn thay đổi theo chu k mỳ ạch động là:

𝜏𝑎= 𝜏𝑚=𝜏𝑚𝑎𝑥

2 = 𝑇2

2𝑊0=136087,22.3981,12= 17 09, 𝑀𝑃𝑎 Chọn 𝐾𝜎= 2,05; 𝐾𝜏= 1,9; với 𝜎𝑏= 736 800< 𝑀𝑃𝑎 Theo b ng 10.4, vả ới 𝑑𝐴= 𝑑𝐷= 28 𝑚𝑚 và v t li u thép carbon ch n h sậ ệ ọ ệ ố kích thước 𝜀𝜎= 0,91; 𝜀𝜏= 0,89 Ch n h s ọ ệ ố tăng bền bề mặt 𝛽 = 0,9

Chọn h s an toàn cho phép ệ ố [𝑠] = 1,5.Hệ s an toàn ch xét riêng cho ng su t uố ỉ ứ ấ ốn:

𝑠𝜎= 𝜎−1𝐾𝜎𝜎𝑎

𝜀𝜎𝛽 + 𝜓𝜎𝜎𝑚= 2,05 9,55353

0,91 0,9 + 0,1 0= 14 77, Hệ s an toàn ch xét riêng cho ng su t xoố ỉ ứ ấ ắn:

𝑠𝜏= 𝜏−1𝐾𝜏𝜏𝑎

𝜀𝜏𝛽 + 𝜓𝜏𝜏𝑚= 1,9 17,09216

0,89 0,9 + 0, 05 17,09= 5,22 Hệ s an toàn: ố

𝑠 = 𝑠𝜎𝑠𝜏

√𝑠𝜎2 + 𝑠𝜏2= 4,92 > [𝑠] Điều ki n b n mệ ề ỏi c a tr c t i ti t di n nguy hi m có then A và D ủ ụ ạ ế ệ ể được thỏa.Tại ti t di n nguy hi m C : ế ệ ể

Momen c n uả ốn: 𝑊 =𝜋𝑑𝐶

32 =35323𝜋= 4209,24 𝑚𝑚3

Momen c n xoả ắn:𝑊0=𝜋𝑑𝐶

16 =35163𝜋= 8418,49 𝑚𝑚3

Do tr c quay nên ng su t uụ ứ ấ ốn thay đổi theo chu k i x ng: ỳ đố ứ𝜎𝑎= 𝜎𝑚𝑎𝑥=𝑀𝐶

𝑊 =4209,2471697,6= 17,1 𝑀𝑃𝑎; 𝜎𝑚= 0 Ứng su t xoấ ắn:

𝜏 =𝑇2

𝑊0=1222408418,49= 14 52, 𝑀𝑃𝑎 Do tr c quay theo m t chi u, nên ng su t xoụ ộ ề ứ ấ ắn thay đổi theo chu k mỳ ạch động là:

𝜏𝑎= 𝜏𝑚=𝜏𝑚𝑎𝑥

2 = 𝑇2

2𝑊0=2.8418,492 122240 = 7,26 𝑀𝑃𝑎 Ch n h sọ ệ ố kích thước 𝜀 = 0,𝜎 88; 𝜀𝜏= 0,81; với 𝑑𝐶= 35 𝑚𝑚, h sệ ố tăng bền bề mặt 𝛽 = 0,9

Tại tiết di n nguy hi m B: ệ ểMomen c n uả ốn:

𝑊 =𝜋𝑑𝐵3

32 =35323𝜋= 4209,24 𝑚𝑚3

Momen c n xoả ắn:𝑊0=𝜋𝑑𝐵3

16 =35163𝜋 = 8418,49 𝑚𝑚3

Do tr c quay nên ng su t uụ ứ ấ ốn thay đổi theo chu k i x ng: ỳ đố ứ𝜎𝑎= 𝜎𝑚𝑎𝑥=𝑀𝐵

𝑊 =152449,274209,24 = 36 22, 𝑀𝑃𝑎; 𝜎𝑚= 0 Ứng su t xoấ ắn:

𝜏 =𝑇2

𝑊0=1222408418,49= 14 52, 𝑀𝑃𝑎 Do tr c quay theo m t chi u, nên ng su t xoụ ộ ề ứ ấ ắn thay đổi theo chu k mỳ ạch động là:

𝜏𝑎= 𝜏𝑚=𝜏𝑚𝑎𝑥

2 = 𝑇2

2𝑊0=2.8418,492122240 = 7,26 𝑀𝑃𝑎 Ch n h sọ ệ ố kích thước 𝜀 = 0,𝜎 88; 𝜀𝜏= 0,81; với 𝑑𝐶= 35 𝑚𝑚, h sệ ố tăng bền bề mặt 𝛽 = 0,9

8 - Kiểm nghiệm độ ền tĩnh trụ b c:

26 Ứng su t uấ ốn:

𝜎 =32𝑀𝑚𝑎𝑥

𝜋𝑑𝐴3 =32 152449,27𝜋 283 = 70 74, 𝑀𝑃𝑎 Ứng su t xoấ ắn:

𝜏 =16𝑇𝑚𝑎𝑥

𝜋𝑑𝐴3 =16 136087,5𝜋 283 = 31 57, 𝑀𝑃𝑎 Ứng suất tương đương khi quá tải:

𝜎𝑡𝑑= √𝜎2+ 3𝜏2= √70,742+ 3 31 57, 2= 89 41, ≤[𝜎]𝑞𝑡V y tr c thậ ụ ỏa mãn độ ền tĩnh b

9 - Kiểm nghi m then: ệVới kích thước then đã chọn là 𝑏 = 8 𝑚𝑚; ℎ = 7 𝑚𝑚; có 𝑡1= 3.1 𝑚𝑚, chọn chiều dài c a then theo tiêu chu𝑙 ủ ẩn 𝑙 = 32 𝑚𝑚

Ứng suấ ật d p: 𝜎𝑑= 2𝑇2

𝑡2𝑑𝐴𝑙=0,4 7 2 136087,528 32= 108 49, 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎𝑑] Ứng su t cấ ắt:

𝜏𝑐= 2𝑇2

𝑏𝑑𝐴𝑙=2 136087,58 28 32 = 37 97, 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜏𝑐] Do đó, các then trên trục đều thỏa điều kiện

Chiều dài thân tr c lụ ắp bánh răng côn răng thẳng 𝑙2= 𝑏2= 51 77, 𝑚𝑚 Chi u dài thân tr c lề ụ ắp bánh răng trụ răng nghiêng 𝑙3= 𝑏3= 105 𝑚𝑚 Khe h ở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc: 𝑥 = 10 𝑚𝑚Theo b ng 10.3, vả ới 𝑇3= 337,433 𝑁𝑚, chọn 𝑤 = 60 𝑚𝑚 Kho ng cách gi a 2 ả ữ ổ lăn 𝑙 ≈ 𝑙2+ 𝑙3+ 3𝑥 + 𝑤 = 246,77 𝑚𝑚

Kho ng cách giả ữa bánh côn răng thẳng và ổ lăn gần nhất: 𝑎 =𝑙2

2+ 𝑥 +𝑤2= 65 88, 𝑚𝑚 Kho ng cách giả ữa bánh răng trụ răng nghiêng và ổ lăn gần nhất:

𝑐 =𝑙3

2+ 𝑥 +𝑤2= 92,5 𝑚𝑚 Kho ng cách giả ữa bánh răng trụ răng nghiêng và bánh răng côn răng thẳng:

𝑏 = 𝑙 − (𝑎 + 𝑐) = 246,77 − ( ,88 +65 92,5) = 88 39, 𝑚𝑚

Phân tích l c và biự ểu đồ momen: Các l c và momen tác d ng lên tr c III: ự ụ ụ

𝐹𝑟2= 233 79, 𝑁 𝐹𝑡2= 1677,05 𝑁 𝑀𝑎2= 𝐹𝑎2𝑑𝑚22 = 493,37 351,582 = 86729,51 𝑁𝑚𝑚

𝐹𝑟3= 962,56 𝑁 𝐹𝑡3= 2591 𝑁 𝑀𝑎3= 𝐹𝑎3𝑑𝑤32 = 526,2 105,822 = 27841,242 𝑁𝑚𝑚 Xét mặt phẳng Oyz, ∑ 𝑀 𝐴⁄ = 0:

𝐹𝑟265 88, − 𝑀𝑎2− 𝑀𝑎3− 𝐹𝑟3154 27, + 𝑅𝐷𝑌246,77 = 0 → 𝑅𝐷𝑌=𝑀𝑎2+𝑀𝑎3+𝐹𝑟3154 27, −𝐹𝑟265,88

246,77 = 1003 62, 𝑁

28 Với ∑ 𝐹𝑌= 0:

𝑅𝐴𝑌+ 𝐹𝑟2− 𝐹𝑟3+ 𝑅𝐷𝑌= 0 → 𝑅𝐴𝑌= 𝐹𝑟3− 𝐹𝑟2− 𝑅𝐷𝑌= −274 85, 𝑁

Xét mặt phẳng Oxz, ∑ 𝑀 𝐴⁄ = 0: 𝐹𝑡265 88, + 𝐹𝑡3154,27 + 𝑅𝐷𝑋246,77 = 0 → 𝑅𝐷𝑋=−𝐹𝑡265 88, −𝐹𝑡3154,27

246,77 = −2067,5 𝑁 Với ∑ 𝐹𝑋= 0

𝑅𝐴𝑋+ 𝐹𝑡2+ 𝐹𝑡3+ 𝑅𝐷𝑌= 0 → 𝑅𝐴𝑋= −𝐹𝑡2− 𝐹𝑡3− 𝑅𝐷𝑋= −2200,55 𝑁

30 Theo biểu đồ momen thì các ti t di n nguy hi m là B và C ế ệ ể

Momen u n t i B: ố ạ𝑀𝐵= √𝑀𝐵𝑋2+ 𝑀𝐵𝑌2= √68622,392+ 144972,2342= 160393,21 𝑁𝑚𝑚 Momen xo n t i B: ắ ạ 𝑇𝐵= 275040 𝑁𝑚𝑚

Momen tương đương tại B: 𝑀𝑡𝑑𝐵= √𝑀𝐵𝑋2+ 𝑀𝐵𝑌2+ 0, 𝑇75 𝐵2= 287160,64 𝑁𝑚𝑚 Đường kính tr c t i B: ụ ạ

𝑑𝐵≥ √𝑀𝑡𝑑𝐵

0,1 𝜎[𝐹]

3= √3287160,640,1 65

= 35 35, 𝑚𝑚 T i B có lạ ắp bánh răng nên có then làm 𝑑𝐵 tăng thêm 5% Vậy theo tiêu chuẩn chọn 𝑑𝐵= 42 𝑚𝑚

Momen u n t i C: ố ạ𝑀𝐶= √𝑀𝐶𝑋2+ 𝑀𝐶𝑌2= √92834,852+ 191244,42= 212585,82 𝑁𝑚𝑚 Momen xo n t i C: ắ ạ 𝑇𝐶= 275040 𝑁𝑚𝑚

Momen tương đương tại C: 𝑀𝑡𝑑𝐶= √𝑀𝐶𝑋2+ 𝑀𝐶𝑌2+ 0, 𝑇75 𝐶 = 319261,61 𝑁𝑚𝑚 Đường kính tr c t i C: ụ ạ

𝑑𝐶≥ √𝑀𝑡𝑑𝐶

0,1 𝜎[𝐹]

3= √3319261,610,1 65

= 36,62 𝑚𝑚 T i C có lạ ắp bánh răng nên có then làm 𝑑𝐶 tăng thêm 5% Vậy theo tiêu chuẩn chọn 𝑑𝐶= 42 𝑚𝑚

Vậy thân trục 𝑑𝐶= 𝑑𝐵= 42 𝑚𝑚, chọn đường kính vai trục 𝑑𝑚𝑎𝑥= 50 𝑚𝑚, chọn đường kính ngõng trục lắp ổ lăn tại A và D theo tiêu chuẩn là 𝑑𝐴= 𝑑𝐷=35 𝑚𝑚