Đồ Án chi tiết máy Đề tài thiết kế hệ thống dẫn Động xích tải

BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCMKHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ TÀI: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI GVHD: Trần Quốc Nhiệm SVTH : Phạm Trung Tín

BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM

KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

ĐỀ TÀI: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

GVHD: Trần Quốc Nhiệm SVTH : Phạm Trung Tín Khoa : Công Nghệ Cơ Khí Lớp : 11DHCDT3

Năm học 2022 - 2023

● Thời gian phục vụ: L = 6 năm

● Hệ thống quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

Chế độ tải: T=const

1.3 Tính toán công suất, số vòng quay, momen 5

2.6 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 10

3.2.2 Chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương 12

4.2.2 Khoảng cách giữa các gối đở và điểm đặt lực 24

4.5.1 Sơ đồ đặt lực lên trục 424.5.2 Lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục 43

Lời nói đầu

Trong cuộc sống hằng ngày, chúng ta bắt gặp rất nhiều hệ thống truyền động cơkhí ở khắp mọi nơi, và có thể nói nó đóng một vai trò rất quan trọng trong đời sốngcũng như trong sản xuất Hệ thống truyền động thường gặp nhất có thể nói đến đó làhộp giảm tốc

Đồ án thiết kế truyền động cơ khí nhằm củng cố lại kiến thức đã học trong cácmôn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ Thuật Cơ Khí, và giúp sinh viên có cáinhìn tổng quan về 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, ổlăn Thêm vào đó trong quá trình thực hiện sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹnăng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí

Em xin chân thành cảm ơn thầy Trần Quốc Nhiệm, cũng như các thầy cô và các bạn

trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án Với kiếnthức còn hạn hẹp, do đó sai xót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận được ýkiến từ thầy cô và các bạn để đồ án này được hoàn thiện hơn

NHẬN XÉT CỦA GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN

TP HCM, ngày …… tháng …… năm 2020

Chữ ký

CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ

1.1 Chọn động cơ

1.1.1 Xác định công suất cần thiết trên trục động cơ

Công suất bộ phận công tác (CT 2.11, trang 20, [1])

𝑃

𝑙𝑣 = 1000𝐹.𝑣 = 6200.0,61000 = 3, 72 (𝑘𝑊)Trong đó:

5 η

𝑘𝑛 η𝑥

𝑥Công suất cần thiết động cơ (CT 2.8, trang 19, [1])

𝑃𝑐𝑡ℎ𝑖ế𝑡 = 𝑃𝑐𝑡á𝑐

η

𝑐ℎ

= 0,7353,72 = 5, 06(𝑘𝑊)

1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng hồ của động cơ

Số vòng quay trên xích tải (CT 2.17, trang 21, [1]):

𝑛

𝑙𝑣 = 60000𝑣𝑧𝑝 = 60000.0,615.110 = 21, 18 (𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡)Trong đó:

v = 0,6 (m/s): vận tốc xích tải

z = 15 răng: số răng của xích tải

p = 110 (mm): bước xích tảiChọn sơ bộ tỷ số truyền của hệ thống (Bảng 2.4, trang 21, [1]):

𝑢

𝑡 = 𝑢

đ 𝑢ℎ𝑔𝑡= 5 26 = 130

(Trả bảng 1.3, trang 236, [1]), ta chọn kiểu động cơ K132M2

Công suất (kW) Vận tốc quay

(vòng/phút))

Hệ sốcông suấtcosφ

Hiệu suất η(%) 𝑇𝑚𝑎𝑥/𝑇

𝐾/𝑇𝑑𝑛

Tính toán lại tỷ số truyền chung của hệ thống (CT 3.23, trang 48, [1])

Đối với hộp giảm tốc cấp chậm phân đôi, ta chọn: (Bảng 3.1, trang 43, [1])

𝑢

𝑡 = 𝑢

đ 𝑢ℎ𝑔𝑡= 5 26 = 130Sai số của tỷ số truyền chung:

∆

𝑢 = 130−132,96130 100 =− 2, 2% ≤4%, 𝑡ℎỏ𝑎 đ𝑖ề𝑢 𝑘𝑖ệ𝑛

Tính toán công suất trên các trục:

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI

Thông số ban đầu:

⇨ Chọn đai hình thang thường loại A

Thông số cơ bản của đai hình thang thường loại A (B4.13, Trang 59, [1])

Kí hiệu

Kích thước tiết diện, mm Diện tích tiết

diện A, mm2

Đường kính bánhđai nhỏ d1, mm

Chiều dài giớihạn l, mm

Δ𝑢 = 𝑢𝑑 −𝑢

𝑢 100% = (5,05−5)5,05 100% = 0, 99% < 4% ( 𝑡ℎỏ𝑎 𝑚ã𝑛) Tính khoảng cách trục a:

Chọn a/d2= 1 => a = 800 mm (B4.14, trang60, [1])

Trị số a tính được cần thỏa mãn điều kiện: (CT4.14, trang 60, [1])

0, 55 𝑑

1 + 𝑑2

● Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ (CT4.15, trang 60, [1])

i=v/l≤imax= 10 ⇔𝑖 = 24,292 = 6, 8≤10(thỏa mãn)

● Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn (CT4.6, trang54, [1])

6 > 𝑧 = 4,09 0,92 1,15 1,14 14,31 1,35 = 1, 17

Lấy 𝑧 = 2 đ𝑎𝑖

𝑎2 = 𝑑

2+ 2ℎ

𝑜 = 800 + 2 3, 3 = 806, 6 𝑚𝑚

* Lực căng đai ban đầu:

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN TRONG

HỘP GIẢM TỐC

Thông số ban đầu:

Tổng thời gian làm việc:

, làm việc 2 ca

𝐿

𝑎= 6 𝑛ă𝑚⇒𝐿

ℎ = 6 300 8 2 = 28800 ℎCông suất: 𝑃

(CT 6.35/trang 250, trang 254, [2])𝑁

𝐻𝐸= 𝑁

𝐹𝐸 = 60𝑐𝑛𝐿

ℎtrong đó: c - số lần ăn khớp trong một vòng quay

n - số vòng quay trong một phút

- tổng thời gian làm việc tính bằng giờ𝐿

ℎ= 2 8 300 6 = 28800𝑁

𝐻𝐸1 = 𝑁

𝐹𝐸1 = 60 1 580 28800 = 100, 224 107 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ𝑁

𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚2 = 2𝐻𝐵

2+ 70 = 2 245 + 70 = 560𝑀𝑃𝑎σ

𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚1= 1, 8𝐻𝐵

1 = 1, 8 260 = 468𝑀𝑃𝑎σ

𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚2= 1, 8𝐻𝐵

2 = 1, 8 245 = 441𝑀𝑃𝑎

3.2.4 Ứng suất tiếp xúc cho phép

σ𝐻

𝐻𝐿 = 1

là hệ số an toàn (bảng 6.13, trang 249, [2])𝑆

𝐻 = 1, 1σ

trong đó:𝐾 – hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay một chiều đến độ bền mỏi

𝐹𝐶 = 1

là hệ số tuổi thọ𝐾

𝐹𝐿 = 1

là hệ số an toàn (bảng 6.13, trang 249, [2])𝑠

𝐹 = 1, 75σ

𝐹𝑆𝑡 = 1, 75[σ

trong đó:𝑇 - momen xoắn trên trục chủ động

- hệ số chiều rộng vành răng (Trang 259, [2]);

ψ

𝑏𝑎 = 0, 315ψ

𝑏𝑑 = ψ

𝑏𝑎

𝑢+1

2 = 0, 315 6,77+12 = 1, 22

- hệ số tập trung tải trọng theo chiều rộng vành răng𝐾

𝐻β = 1, 05𝐾

𝐹β= 1, 10(Bảng 6.4, trang 237, [2])

Theo tiêu chuẩn, chọn𝑎 (trang 260, [2])

3.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

– hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (trang 259, [2])𝑍

𝐻𝑣= 1, 28

– chiều rộng vành răng ; u= 6,77𝑏

𝑤 = 63

3.3.5 So sánh độ bền uốn các bánh răng

● Hệ số dạng răng𝑌 (CT6.80, trang 265, [2])

𝐹𝑌

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn

3.3.6 Kiểm tra độ bền uốn

𝐹β = 1, 1

– hệ số ải trọng động (Bảng 6.5, trang 239, [2])𝐾

Bán kính góc lượn chân răng , mmρ ρ = 𝑚1

3 = 2,53 = 0, 83 𝑚𝑚Góc ăn khớp α

𝑡𝑤1 = 200Góc profin răng α

𝑏𝑤2= 63 𝑚𝑚

Số răng bánh răng z, răng 𝑧 = 20 răng

2= 350𝑚𝑚Đường kính đỉnh răng da, mm 𝑑

𝑎2 = 355𝑚𝑚Đường kính đáy răng df, mm 𝑑

𝑤2 = 250trong đó: u – tỷ số truyền trên trục chủ động

– mômen xoắn trên trục chủ động𝑇

(CT6.40a, trang 252, [2])[σ

2

● Từ điều kiện20°≥β≥8°(trang 278, [2])

suy ra: cos 𝑐𝑜𝑠 8°≥ 𝑚2 𝑧

3 (𝑢

2 +1) 2𝑎𝑤2 ≥ cos 𝑐𝑜𝑠 20°

3= 103𝑚𝑚𝑑

𝑤4 = 𝑑

4= 396𝑚𝑚

● Đường kính vòng đỉnh (Bảng 6.2, trang 221, [2])

𝑑𝑎3 = 𝑑

3+ 2𝑚

2= 103 + 2 4 = 111𝑚𝑚𝑑

3 − 2, 5𝑚

2 = 103 − 2, 5 4 = 93𝑚𝑚𝑑

𝑓4 = 𝑑

4− 2, 5𝑚

2= 396 − 2, 5 4 = 386𝑚𝑚

● Chiều cao răng (Bảng 6.2, trang 221, [2])

𝑤 𝑢 = 190.2,4.0,77103 2.434749.1,01.1,28 3,84+178.3,84 ( ) = 633, 64𝑀𝑃𝑎

trong đó:𝑍 – hệ số xét đến cơ tính của vật liệu (trang 257, [2])

𝑚= 190𝑀𝑃𝑎

1 2

– hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc𝑍

3.4.5 Kiểm nghiệm độ bền uốn:

● Số răng của bánh răng tương đương (CT6.84, trang 274, [2])

𝑧𝑣3 = 𝑧3

𝑐𝑜𝑠3β = 25

𝑐𝑜𝑠314,5 = 27, 54 𝑟ă𝑛𝑔

𝑧𝑣4 = 𝑧4

𝑐𝑜𝑠3β = 96

𝑐𝑜𝑠314,5 = 105, 79 𝑟ă𝑛𝑔

● Hệ số dạng răng 𝑌 (CT6.80, trang 265, [2])

𝐹𝑌

𝐹3 = 3, 47 + 13,2𝑧

𝑣3

= 3, 47 + 27,5413,2 = 3, 94

𝑌𝐹4= 3, 47 + 13,2𝑧

Độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn

● Ứng suất uốn (CT6.92, trang 277, [2])

Góc nghiêng của răng β 14,50

Bán kính góc lượn chân răng , mmρ ρ = 𝑚1

3 = 43 = 1, 3 𝑚𝑚Góc ăn khớp α

𝑡𝑤1 = 20, 60Góc profin răng α

𝑏𝑤4 = 78 𝑚𝑚

Số răng bánh răng z, răng z3= 25 răng z4= 96 răng

4Đường kính vòng lăn dw, mm dw3 = 103mm dw4 = 396mmĐường kính vòng chia d, mm 𝑑

4= 396𝑚𝑚Đường kính đỉnh răng da, mm 𝑑𝑎

CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

Ta chọn thép C45 tôi cải thiện có, σb= 750 MPa, σch=450 MPa (Bảng 6.1, trang 92,

[1]) Ứng suất xoắn cho phép là: [τ] = 15÷30 MPa (Trang 188, [1]).

4.6.2 Xác định đường kính sơ bộ

(CT10.9, trang 188, [1])

𝑑≥ 3 0,2[τ]𝑇

trong đó: T – momen xoắn của trục (Nmm)

- ứng suất xoắn cho phép (MPa)

1= 25 𝑚𝑚 𝑏

𝑜1 = 17 𝑚𝑚Trục II:

2 = 3, 9 𝑘𝑊; 𝑛

2= 85, 67 𝑣𝑔/𝑝ℎ 𝑇

2= 434749 𝑁𝑚𝑚

2≥ 3 0,2 15…30434749( ) = 41…52, 52 𝑚𝑚Chọn𝑑 ; (Bảng 10.2, trang 189, [1])

2= 45 𝑚𝑚 𝑏

𝑜2 = 25 𝑚𝑚Trục III:

3= 75 𝑚𝑚 𝑏

𝑜3 = 37 𝑚𝑚

điểm đặt lực:

4.7.1 Chiều dài mayơ

Chiều dài mayơ nửa khớp nối đối với nối trục vòng đàn hồi (CT10.13, trang 189, [1])

𝑙𝑚𝑘𝑛 = 1, 4÷2, 5( )𝑑

3= 1, 4÷2, 5( ) 75 = 105÷187Chọn lmkn= 150 mm

Chiều dài mayơ bánh răng (CT10.10, trang 189, [1])

𝑙

𝑚đ = 1, 2÷1, 5( ) 𝑑

1 = 1, 2÷1, 5( ) 25 = 30÷37, 5

+ Chiều dài mayơ không thể nhỏ hơn chiều rộng vàng răngChọn lmđ = 65 mm

4.7.2 Khoảng cách giữa các gối đở và điểm đặt lực:

Trị số của các khoảng cách (Bảng 10.3, trang 189, [1])

k1= 10 - là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặckhoảng cách giữa các chi tiết quay

k2= 10 - là khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

k3= 20 - là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

hn= 20 - chiều cao nắp ổ và đầu bulông

Theo công thức trong (Bảng 10.4 trang 191, [1]) đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2cấp phân đôi, ta có :

4.8 Trục I 4.8.1 Sơ đồ đặt lực lên trục:

4.8.2 Lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục

A1, B1là tiết diện tại ổ lăn, C1là tiết diện tại bánh răng thẳng, D1là tiết diện tại bánhđai

4.8.4 Tính momen uốn tổng cộng và tương đương tại các tiết diện:

Momen uốn tổng cộng: (CT 10.15 trang 194, [1])

2 = (0)2+ (0)2

2 = (0)2+ (15390)2

2 = (422892)2 + (186064)2

2 = (0)2 + (0)2

𝑀

𝑡𝑑𝐴1 = 𝑀

𝐴1

2+ 0, 75𝑇

1

2 = (0)2+ 0, 75 (0)2

1

2 = (15390)2+ 0, 75 (66850)2

1

2 = (462014)2+ 0, 75 (66850)2

1

2 = (0)2 + 0, 75 (66850)2

= 57893,79 N.mm

4.8.5 Tính đường kính trục tại các tiết diện

Ứng suất cho phép của vật liệu thép C45 là:[σ (Bảng 10.5, trang 195,

𝑏] = 67 𝑀𝑃𝑎[1])

𝑑

𝐷1 ≥ 3 𝑀𝑡𝑑𝐷1

0,1 [σ

𝑏 ] = 3 57893,79 0,1.67 = 20, 52 𝑚𝑚Theo tiêu chuẩn chọn dD1= 24 mm (trang 195, [1])

4.8.6 Chọn then

Tra (Bảng 9.1a, trang 173, [1]) các thông số của then bằng:

Tại tiết diện trục lắp bánh răng:

Với dC1= 42 mm ta chọn then bxh = 12x11; chiều sâu rãnh then trên trục t1= 5,5; chiềusâu rãnh then trên lỗ t2= 4,4

mm𝑙

𝑡 = 0, 8…0, 9( )𝑙

𝑚1 = 0, 8…0, 9( ) 65 = 52 58, 5Theo tiêu chuẩn chọn chiều dài then lt = 55 mm (TCVN 2261-77, trang 173, [1])

: ứng suất cho phép khi va đập nhẹ (Trang 174, [1])

τ

𝑐

[ ]

Tại tiết diện trục lắp bánh đai:

Với dD1= 22 mm ta chọn then bxh = 6x6; chiều sâu rãnh then trên trục t1= 3,5; chiều

sâu rãnh then trên lỗ t2= 2,8

mm𝑙

𝑡 = 0, 8…0, 9( )𝑙

𝑚đ = 0, 8…0, 9( ) 65 = 52…58, 5Theo tiêu chuẩn chọn chiều dài then lt = 55 mm (TCVN 2261-77, trang 174,

τ

𝑐

[ ]

4.8.7 Tính kiểm nghiệm trục 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 sau:

(CT 10.19 trang 195,[1] ) 𝑠

(CT 10.20 trang 195,[1] ) 𝑠

lần lượt là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suấtσ

𝑎𝑗,τ

𝑎𝑗, σ

𝑚𝑗, τ

𝑚𝑗tiếp tại tiết diện j

Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó:

σ

𝑚𝑗= 0 𝑣à σ

𝑎𝑗 = σ𝑚𝑎𝑥𝑗 = 𝑀𝑗

và là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, traΨ

𝐾σ

εσ + 𝐾

𝑥 −1 𝐾

𝑦

𝐾τ𝑑𝑗 =

𝐾τ

ετ + 𝐾

𝑥 −1 𝐾

Khi không sử dụng các biện pháp tăng bền thì Ky= 1 (Bảng 10.09, trang 198, [1])

εσvà ετlà hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạnmỏi

Kσvà Kτlà hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụthuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất

Tại tiết diện trục có bánh răng: (Tại tiết diện C1)

𝑎3 = 𝐹

𝑎5 = 𝐹

𝑡3 𝑡𝑎𝑛 β = 7264 𝑡𝑎𝑛 14, 5 = 4977 𝑁

Theo phương yOz

+ Tổng mômen tại điểm 𝐴

2Σ𝑀

A2, B2là tiết diện tại ổ lăn, D2là tiết diện tại bánh răng thẳng, C2,𝐸 là tiết diện tại bánh

2răng nghiêng

4.9.4 Tính momen uốn tổng cộng và tương đương tại các tiết diện:

Momen uốn tổng cộng: (CT 10.15 trang 194, [1])

2 = (0)2+ (0)2

2 = (0)2+ (0)2

2 = (1570426)2+ (553351, 5)2

2 = (1785794)2+ (240471)2

2 = (1575002)2 + (441369)2

𝑡𝑑𝐴2 = 𝑀

𝐴2

2+ 0, 75𝑇

2

2 = (0)2+ 0, 75 (0)2

2

2 = (0)2 + 0, 75 (0)2

2

2 = (1627391 )2+ 0, 75 (434749)2

2

2 = (1801867 )2 + 0, 75 (434749)2

2

2 = (1635676 )2+ 0, 75 (414228)2

= 1678448 N.mm

4.9.5 Tính đường kính trục tại các tiết diện

Ứng suất cho phép của vật liệu thép C45 là:[σ (B10.5, trang 195, [1])

𝑑

𝐸2 ≥ 3 𝑀𝑡𝑑𝐸2

0,1 [σ

𝑏 ] = 3 1678448 0,1.55 = 67, 32 𝑚𝑚Theo tiêu chuẩn chọn dE2= 70 mm (trang 195, [1])

4.9.6 Chọn then:

Tra (Bảng 9.1a, trang 173, [1]) các thông số của then bằng:

Tại tiết diện trục lắp bánh răng thẳng:

Với dD2= 80 mm ta chọn then bxh = 22x14 ; chiều sâu rãnh then trên trục t1= 9;chiều sâu rãnh then trên lỗ t2= 5,4

mm𝑙

𝑡 = 0, 8…0, 9( )𝑙

𝑚2 = 0, 8…0, 9( ) 65 = 52…58, 5Theo tiêu chuẩn chọn chiều dài then lt = 55 mm (TCVN 2261-77, trang 173, [1])

τ

𝑐

[ ]

Tại tiết diện trục lắp bánh răng nghiêng C2, E2:

Với dC2= 70 mm ta chọn then bxh = 20x12; chiều sâu rãnh then trên trục t1= 7,5;chiều sâu rãnh then trên lỗ t2= 4,9

𝑙

𝑡 = 0, 8…0, 9( )𝑙

𝑚3 = 0, 8…0, 9( ) 70 = 56…63 𝑚𝑚Theo tiêu chuẩn chọn chiều dài then lt = 60 mm (TCVN 2261-77, trang 173, [1])

τ

𝑐

[ ]

4.9.7 Tính kiểm nghiệm trục 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 sau:

(CT 10.19 trang 195,[1] ) 𝑠

𝑗 =

𝑠σ𝑗

𝑠τ𝑗 𝑠

𝑗

xét riêng cho ứng suất tiếp tại tiết diện j

(CT 10.20 trang 195,[1] ) 𝑠

Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó:

σ

𝑚𝑗 = 0 𝑣à σ

𝑎𝑗

= σ𝑚𝑎𝑥𝑗= 𝑀𝑗

và là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra

𝐾σ

εσ + 𝐾

𝑥 −1 𝐾

𝑦

𝐾τ𝑑𝑗 =

𝐾τ

ετ + 𝐾

𝑥 −1 𝐾

𝑦

Kxlà hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia

công và độ nhẵn bề mặt, ta được Kx= 1,1(Bảng 10.8, trang 197, [1])

Kylà hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt và cơtính của vật liệu.

Khi không sử dụng các biện pháp tăng bền thì Ky= 1 (Bảng 10.09, trang 198, [1])

εσvà ετlà hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạnmỏi

Kσvà Kτlà hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụthuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất

Tại tiết diện trục có bánh răng thẳng: (Tại tiết diện D2)

Tại tiết diện trục lắp bánh răng nghiêng: (Tại tiết diện C2, E2)

4.10.2.Lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục

𝑟4 = 𝐹

𝑟6 = 𝐹

𝑟3 = 7264 𝑁𝐹

Theo phương yOz

+ Tổng momen tại điểm 𝐴

3Σ𝑀

Trục y:

trục X:

A3, B3là tiết diện tại ra ổ lăn, C3là tiết diện tại khớp nối, D3, E3là tiết diện tại bánhrăng nghiêng

4.10.4.Tính momen uốn tổng cộng và tương đương tại các tiết diện:

Momen uốn tổng cộng: (CT 10.15 trang 194, [1])

2 = (0)2+ (0)2

2 = (0)2+ (0)2

2 = (0)2 + (0)2

2 = (1381523)2+ (706013)2

2 = (1381523)2 + (706013)2

𝑀

𝑡𝑑𝐴3 = 𝑀

𝐴3

2+ 0, 75𝑇

3

2 = (0)2+ 0, 75 (1605941)2

3

2 = (0)2 + 0, 75 (0)2

3

2 = (0)2+ 0, 75 (1605941)2

3

2 = (1551470)2 + 0, 75 (1605941)2

= 2083589N.mm

𝑡𝑑𝐸3 = 𝑀

𝐸3

2+ 0, 75𝑇

3

2 = (1551470 )2+ 0, 75 (802970)2

= 1700185 N.mm

4.10.5 Tính đường kính trục tại các tiết diện:

Ứng suất cho phép của vật liệu thép C45 là:[σ (B10.5, trang 195, [1])

𝑑

𝐷3 ≥ 3 𝑀𝑡𝑑𝐷3

0,1 [σ

𝑏 ] = 3 20835890,1.50 = 74, 69 𝑚𝑚Theo tiêu chuẩn chọn dD3= 80 mm (trang 195, [1])

𝑑

𝐸3 ≥ 3 𝑀𝑡𝑑𝐸3

0,1 [σ

𝑏 ] = 3 1700185 0,1.50 = 69, 79 𝑚𝑚Theo tiêu chuẩn chọn dE3= 80mm (trang 195, [1])

4.10.6.Chọn then:

Tra các thông số của then bằng cao (Bảng 9.1b, trang 174, [1])

Tại tiết diện trục lắp bánh răng nghiêng D3, E3:

Với dD3= 80 mm ta chọn then bxh = 20x18; chiều sâu rãnh then trên trục t1= 20; chiềusâu rãnh then trên lỗ t2= 18

mm𝑙

𝑡 = 0, 8…0, 9( )𝑙

𝑚4 = 0, 8…0, 9( ) 85 = 68…76, 5Theo tiêu chuẩn chọn chiều dài then lt = 75 mm (TCVN 2261-77, trang 173, [1])

: ứng suất dập cho phép (Bảng 9.5, trang 178, [1])

τ

𝑐

[ ]

Tại tiết diện trục lắp khớp nối C3:

Với dC3= 65 mm ta chọn then bxh = 20x12; chiều sâu rãnh then trên trục t1= 7,5;chiều sâu rãnh then trên lỗ t2= 4,9

𝑙

𝑡 = 0, 8…0, 9( )𝑙

𝑚𝑘𝑛 = 0, 8…0, 9( ) 150 = 120…135 𝑚𝑚Theo tiêu chuẩn chọn chiều dài then lt = 130 mm (TCVN 2261-77, trang 173, [1])Kiểm tra bền:

+ Điều kiện bền dập: (CT 9.1,trang 173,[1] )

τ

𝑐

[ ]

4.10.7.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diệnnguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

(CT 10.19 trang 195,[1] ) 𝑠

𝑗

xét riêng cho ứng suất tiếp tại tiết diện j

(CT 10.20 trang 195,[1] ) 𝑠