Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai, hộp giảm tốc và khớp nối dé truyền động đến xích tải.. Số vòng quay trên trục công tác với hệ dẫn động xích tải...-.. Tổng kết
THIET KE HE THONG DAN ĐỘNG XÍCH TẢI 222222 22222211 121212 ee 10
Công suất cần thiết của động cơ: Q2 2 22112 1222222121222 2222k 15 1.1.2 Số vòng quay cần thiết của động cơ: 0n nh HH HH HH Ha ne 15 1.1.2.1 Số vòng quay trên trục công tác với hệ dẫn động xích tải - c5: 15 1.1.2.2 Chọn tỉ số truyền sơ bộ cho các bộ truyỀn: cà tt HH ee 16 1.1.2.3 Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ: cv th ch như thun net 16 1.1.3 Chọn động cơ: Q0 000221011012 H151 1211211510111 11 01111 n 51111 n1 8150 He 16 1.2 Phân phối tỉ số truyền: .- 2222 22212212222 2212222222222 2122221222212 se 16 1.3 Các thông số khác: 252 2221 221112211821122211 22110122222 222 2212222222222 17 1.3.1 Công suất trên các trục công tác: -25 22122112221 2212222212222222 xe 17 1.3.2 Số vòng quay: I8 na a
Chế độ tải không thay đổi nên công suất làm việc như sau:
>> (=) ‘ —————— (công thức 2.14 / 20 tai liéu[1]) ye tụ
Trị số hiệu suất các bộ truyền
(Tra bảng 2.3 trang T9 tài liệu [L|)
+Bộ truyền bánh răng trụ được che kín:
Hiệu suất của hệ dẫn động:
TỊ = TỊb” XT|elP XTỊaXTIkn rị = 0.967 x0.99°x0,95x1= 0,83
Công suất cần thiết của động cơ:
1.1.2 Số vòng quay cân thiết của động cơ:
1.1.2.1 Số vòng quay trên trục công tác với hệ dẫn động xích tải
+ z - số răng đĩa xích tải, z=9
+ t- bước xích của xích tải, t0 mm
1.1.2.2 Chọn tỉ số truyền sơ bộ cho các bộ truyền:
(Chọn từ bảng 2.4 trang 2ẽ liệu [1|)
Tỉ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp:
Tỉ số truyền bộ truyền ngoài (bộ truyền đai):
Tỉ số truyền sợ bộ:
Loại truyền động TÌ số truyền nên dùng u Truyền động bánh răng trụ : ˆ
Truyền động bánh răng côn :
~ Hộp giam tốc côn ~ trụ 2 cấp 10 25
~ Hộp giảm tốc 2 cấp trục vít 300 800
~ Hộp giảm tốc 2 cấp trục vít - bánh răng hoặc bánh răng - trục vit 60 90
Truyền động bánh ma sát 2 4
Bảng 1.1: Tỉ số truyền động cơ khí 1.1.2.3 Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ:
Tinh được ở trên: Pe=3kW Nsb = (945.36 7878) (v/ph) Dựa vao phu luc bang P1.3 trang 236 tai liéu [1]
Có thông số như sau:
P=4kW Nac = 950 v/ph cosg= 0.81 NI % = 82%
1.2 Phân phối tỉ số truyền:
Tỉ số truyền chung của hệ dẫn động: Uch = a= = 24.12
Phân phối tỉ số truyền của hệ cho các bộ truyền: (tra bang 3.1 trang 43 tài liệu [1]) + Hộp giảm tốc: uu„:= 8 u¡=3.3 uz=2.42
Bảng 1.2: Bảng phân phối tỉ số truyền
1.3.1 Công suất trên các trục công tác:
Công suất trên trục công tác:
=———=—————_-)2.”5(kW '\¡xny, 0.99x0.96 (kW) Céng suất trén truc 1:
Công suất thực tế trên trục động cơ:
Số vòng quay trên trục động cơ:
Số vòng quay trên trục 1:
Số vòng quay trên trục 2:
Số vòng quay trên trục 3:
Số vòng quay trên trục công tác:
Momen xoắn trên các trục được tính theo công thức:
Momen xoắn trên trục động cơ:
Momen xoắn trên trục công tác:
Bang 1.3 Báng thông số động học của hệ thống dẫn động
Trục ] Trục 2 Trục 3 rục công tác
Số vong quay n(v/ph) | 950 315.1 95.5 39.5 39.5 Momen xoắn(Nmm) |31000| 88150 279000 | 633443.04 | 628607.6
CHƯƠNG 2: THIẾT KÉ BỘ TRUYÈN NGOÀI HỘP
Các yêu cầu chọn loại đai
Xích ống con lăn, hay còn gọi là xích con lăn, được sử dụng khi vận tốc làm việc từ 0,6 m/s đến 10-15 m/s Xích này có cấu trúc tương tự như xích ống, nhưng được trang bị thêm con lăn bên ngoài, giúp thay thế ma sát trượt bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa Nhờ đó, độ bền mòn của xích con lăn cao hơn so với xích ống Hơn nữa, quy trình chế tạo xích con lăn đơn giản hơn xích răng, nên nó được ứng dụng rộng rãi trong nhiều lĩnh vực.
Khi tốc độ truyền động từ 10 đến 15 m/s, nên ưu tiên sử dụng xích một dãy Tuy nhiên, trong các bộ truyền quay nhanh với tải trọng lớn, việc sử dụng xích 2, 3 hoặc 4 dãy có thể làm giảm tải trọng động và kích thước khuôn khổ của bộ truyền.
+ Công suất thục tế trên đọng cơ:
+ Vong quay trên trục động cơ : nạc = 950 víph
Tra hình 4.22 trang 152 tài liệu|3]
P.kW Hình 3: Lựa chọn loại đai theo công suất và số vòng quay
THIẾT KẾ BỘ TRUYÊN NGOÀI HỘP GIẢM TÓC 22022 19 Các yêu cầu chọn loại đai SH HH HH ng ng ng HH Ha HH Ha HH HH HH rưa 19 N9 ốc an ằa<
Xác định đường kính bánh đai dẫn: S22 22 2212512221221211222221222212 21x rde 20 2.3 Hệ số trượt và đường kính bị dẫn: Q2 2222 2221222222222 te 20 "P19 na ọÄ 21 QS Tinh boo eect ce tte e tect 01111151101 1 n 11 5101101101111 111111115 H111 HT HH 21 2.6 GOC OM 1 occ ccc eee c cece ecee eee eee ceeeteeecieeeevececeeseesaesisesevieeseeveetiaesiseasiseeseseetteesieetevieeeeeees 21 2.7 Các hệ số sử dụng: 0 2222212 12225 21812222222 222222222222 g 22 2.8 Tính zZ: Q2 202101101 12121111 01101 2111112101 111151 01111 510110111111 11 011115 T1 HT HH 22 "Pa in S
Tra bang 4.3/Trang 128 tai liéu[3]: dimin = 140 mm d, = 1.2dimin= 1.2x140 = 168 mm iin Kỷ hiệu | bạ mm | bạ, mem | h, mm | y„ man Í A, mưn? ~~ = TY, Mm d,, men Đại z 8,5 10 6 21 | 47 | 400+ 2500 a > 0.55*(dị +d;)+h ® 1480>>417.5 ua = 3.015 => Chon ag (u~ 3): ay = dy = 560 mm x(d, +d dd)?
= 190 (mm) a, 0 — 57x TC 7°>120° (thoải điều kiện)
2.7 Các hệ số sử dụng:
Cá: hệ số ảnh hưởng của góc ôm ơi
C: hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền
C¡: hệ số ảnh hưởng của chiều dai dai
C,; hệ số ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai
C¿ = 0.95 (chọn sơ bộ do chưa biết số day dai) Trang 152 tai liéu[3]
Cy; hé s6 anh hưởng vận tốc
Trị số công xuất cho phép P, đối vơi đai thang thường
Tra bảng trang 152 tài liệu J3], với z = [2;3] chọn Cz = 0.95
Trong d6 [a] < 1,5 MPa ứng suất căng đai ban dau cho phép-trang 139, tai liéu[3]
A = 138 (mm?) là tiết diện đai Bang 4.13, trang 59, tài liệu [3]
Lực căng mỗi dây đai: + = = 207 (N)
Lực vòng có ích: F,= TO0OPs — 1000289 — 322 (N) ĐỊ 8,95
Lực vòng trên mỗi nhánh đai: S*= “Ê = 161 (N)
Tính chiều rộng B và đường kính ngoài bánh đâai: 22 22 2212212211228 ae 22 2.11 Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn Q2 20H He 23 2.12 Tính lực tác dụng lên trục eet etic tte 01211111 H1 re 23 2.13 Ứng suất lớn nhất trong dây đâi 2 22 222212222 2212222212222 se 23
Với e.5, t, hạ=4.2 #a Bảng 4.4/Trang 130 tài liệu |3]
Các thông số Dạng đai biên dạng, (mm) z A B c D E dp 8.5 110 14.0 19.0 27.0 32.0 b 2.5 3.3 4.2 57 8.1 9.6 h, lớn hơn 7,0 8,7 10,8 14,3 19,9 234 e 12,0 15,0 19,0 25,5 37.0 44,5 f 8,0 10,0 12,5 17,0 24,0 29,0 r 0,5 1,0 10 1,5 2,0 2.0 by khi | 34° 10,0 13,0 16.6 - - - goca® | 36° | tọa 13,1 167 22,7 32,3 382
Bảng 2.3: Kích thước bánh đai thang
B=(2-]1)xI9+2x12.5 D (mm) Đường kính ngoài bánh đai: da= d+ 2hs
+ Bánh dẫn: da = di + 2ho = 180 +2x4.2 = 188.4 (mm)
+ Bánh bị dẫn: dụ = dạ +2h¿ = 560 + 2x4.2 = 568.4 (mm)
2.11 Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn
— Hệ số ma sát thay thế:
— Hệ số ma sát nhỏ nhất đề bộ truyền không bị trượt trơn
2.12 Tính lực tác dụng lên trục
Công thức 4.26, Trang 137, tai liéu [3]
2.13 Ứng suất lớn nhất trong dây đai
P00 (kg/m?) Tra bang trang 140, tai liéu{3] Ứng suất lực căng ban đầu gây nên
%o ~ AZ 2.138 15 (MPa) Ứng suất có ích sinh ra trong đai
— Fr 322 _ oe —Ầz = Tạn2 117 (MPa) Ứng suất uôn
Op = E =1: 100 D (MPa) yo tra bang 4.3 trang 128 tai liguf3]
Công thức 4.37, Trang 146, tai liệuJ3J m=8 ; 6,=9 Tra bang trang 146 tai liéu [3] m_ - chỉ số mũ của đường cong mỏi: m = 5 đối với đai det m = 8 đối với đai thang
Giới hạn mỏi của các loại đai có giá trị như sau: vải cao eu có vải cao sư không 5 noel oe lớp đệm có lớp đệm aA ơ, MPa 6 7 9 4-5
Bảng 2.4 Giới hạn mỏi của các loại đại
BANG 2.5 THONG SO BO TRUYEN ĐỘNG ĐAI HÌNH THANG
Thông số Kí hiệu Trị số Đơn vị Loại đai và tiết diện đai Đai thang thường, tiết điện B
Góc ôm trên bánh dẫn a 137 °
Chiéu rộng các bánh dai B 44 mm Đường kính các bánh đai ‘ sọ mm Đường kính ngoài các bánh dai ‘ sen mm
Lực hướng tâm tác dụng lên trục Fr 810.88 N
CHUONG 3: BO TRUYEN BANH RANG
Bộ truyền búnh răng trụ hai cấp
Sơ đồ động và kí hiệu cúc bánh răng
A BO TRUYEN CAP NHANH BANH RANG TRU RĂNG NGHIÊN
Tra ở bảng 6.1/Trang 92, tài liệu [ I] se '
Nhãn hiệu Kích thước Giới hạn | Giới hạn thép Nhiệt luyện §, mm, Độ rấn bền chảy không lớn hơn 6, MPa cy MPa
40XH | Toi cải thiện 100 HB 230 300 850 600
35XM Tôi cải thiện 100 HB 241 900 800 ° 50 HB 269 900 800
Bảng 3.1: Cơ tính của một số vật liệu chế tọa bánh rang
Phương pháp nhiệt luyện: Tôi cải thiện
Phương pháp nhiệt luyện: Tôi cải thiện Độ cứng HB = 192+240 => HB;= 230
Giới hạn bền: ứy= 750 MPa
3.2 Xỏc định ứng suất tiếp xỳc cho phộp [ứn] và ứng suất uốn cho phộp [ứr]
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép[ơn] Công thức trang 91 tài liệu [1]
K lo, | © Phim Yp¥oKupK pK py
Sur, s„ : lả hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc vả ứng suất uốn Tra bang 6.2, trang
Trong đú: ơ oriằ pin là ứng suất tiếp xỳc và ứng suất cho phep ứng với số chu kỳ cơ so Tra bang [6.2] trang 94[1]
- Bánh bị động g#1m= 2HB: + 70 = 530 MPa oO oO oF lim2=],8HB2 A4 MPa
Vật liệu Nhiệt luyện tim (MPa) Sy ỉpụ„ (MP4) S;
40XH, 35XM tôi cài thiện HB180 350 2HB + 70 11 1,8HB 1,75 40X, 40XH, Tôi thể tích HRC 4S 35 18HRC + 150 | 1,1 550 1,75 35XM
40X 40XH TAI hA mat hằng | HECS& 43 | HRC 26 SS |17THR€~ 4 200} 1,2 sạn 1,78 35XM dòng điện tần số œo
40X, 40XH, Tôi bế mặt bằng HRC 4S SS | HRC 4S SS |17THRCx + 200| 1,2 SSO 1,78
35XM dòng điện tẤn số co ,
40X, 40XA, Thấm nitỉ HRC 5%5 67 | HRC 24 40 1050 1,2 | 12HRCI + 30 | 1,7S
Thép thấm Thấm cacbon HRC 55 63 | HRC 30 45 23HRCm 1,2 750 1,55 cacbon các loại | và tôi
Thép môlipđen | Thấm cacbon ~- HRC 57 63 | HRC 30 45 23HRCm 1,2 1000 1,55 25XIM, nitđ và tôi
Thép không Th4m cacbon - HRC 57 63 | HRC 30 45 23HRCm 1,2 750 1,55 chứa môlipđen nitở và tôi
Chú thích : ##Cạ — độ rần mặt răng ; HRC - độ rằn lõi răng
Bảng 3.2: Tri s6 o9);m Va Aim Ung Voi s6 chủ kỳ cơ sở
+Hệ số tuổi thọ: Công thức 6.3/6.4 trang 91 tài liệu [1]
Trong đó : m,,m, : bac cua đường cong mỏi Bánh răng có HB Nọi lây Nggị = Ngọi do đó Kụyy = 1
-Neg > Ngọ lấy Nggị = Ngọ do đó Kpuy = 1
-Nngạ > Ngọ; lây Nụp > Ngọ do đó Kpr; = 1
-Ngpga > Ngọ; lấy Npg; > Ngọ; do đó Km; = 1
Thay số vào công thức được:
Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng - theo công thức (6 12) trang 95 tai liệu
3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
= K,(ut+ ĐT - theo công thức (6.15a) trang 95 tài liệu [1]
-K,: hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng: K,CMPa - tra bảng 6.5 trang 96 tài liệu [1] j Vật liêu bánh nhỏ và bánh lón
Hệ số Loại răng thép - thép [thép - gang| thép - ˆ |gang - gang| têchtolit - | Poliamid - đồng thanh thép thép
K (MPa'') | thẳng 49.5 44,5 43 41,5 20 15.5 nghiêng và chữ V 4 39 37,5 36 17 13,5
Bảng 3.3: Trị số của các hé so Ka, Ka, va ZM
~T¡: momen xoắn trên true chu dong T;150 Nmm
-[ỉu |sp:ứng suất tiếp xỳc cho phộp [ỉ„è];p = 491MPa
“Wha Wa: hé số chiều rộng vành răng
Theo bang 6.6 trang 97 tai ligu [1] Chon Wy, = 0,25 + 0,4 Chon Wp = 0,3
Vị trí bánh ráng đối Trị số Độ rấn mặt răng làm việc với các ổ trong hộp | nên dùng giảm tốc H, < HB 350 hoạc | H, và Hy > HB 350
H, va H, < HB 350 Đối xứng Vụa 0,3 0,5 0/25 08 tem 12 1,6 0,9 1,0
Không đối xứng ba 0,25 0,4 0,2 0,25 bdmax 1,0 1,25 0,65 0,8
Bánh răng chữ V có trị số vụ tăng lên từ 1,3 đến 1,4 lần Đối với các bánh răng trong hộp tốc độ VW, trị số nằm trong khoảng 0,1 đến 0,2 Trị số lớn thường được áp dụng cho trường hợp tải trọng tĩnh hoặc gần như tĩnh Đối với cấp chậm trong hộp giảm tốc, trị số cần lấy lớn hơn từ 20 đến 30% so với cấp nhanh.
Bang 3.4: Trị số cac hé 86 Wyq Va Woamax
Theo céng thite (6.16) trang 97 tai ligu [1]:
Kyg là hệ số liên quan đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Theo bảng 6.7 trang 98 trong tài liệu [1], với giá trị „ = 0,6837, độ cứng HB nhỏ hơn 350 và sơ đồ bố trí được mô tả trong sơ đồ 6, ta tính được Kyg = 1,02.
Ky ứng với sơ đố K„s ứng với sơ đồ
Bảng 3.5: Trị số của hệ số phân bố không đề tải trọng trên chiều rộng vành răng
Tì Kmg Thay s6 duoc: a, = K,(u +1) | ian Puna
3.4 Xác định các thông số ăn khớp:
Theo công thức (6 L7) trang 97 tài liệu [1]
Tra bang 6.8 Trang 99 tải liệu [ 1], chọn m theo tiêu chuân m = 2mm
Chú thích : 1 - Đđi với bánh răng nghiêng và răng chữ V, môđun tiêu chuẩn là môđun pháp mạ ; 2 Úu tiên dùng day 1
Bảng 3.6: Trị số tiêu chuân của môdun
Z,= mutD 1@3D 32.37 răng- theo công thức (6.19) trang 99 tải liệu [1]
Z;¿ = u2¡ = 3,3.32 = 105,6 răng - theo công thức (6.20) trang 99 tải liệu [1]
Tỷ số truyền thực tế: 1, = 2? =“°—3.3 Za=0,9
Theo ghi chú trang 91 tải liệu [1]
-Z„: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng v Z„=l
Theo ghi chú trang 92 tải liệu [1]
K¿n:hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng K„r=l
Theo ghi chú trang 91 tải liệu [1]
-Yn: hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân rang: Chon Yr=1
Theo ghi chú trang 92 tài liệu [ I]
-Ys: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất — theo ghi chú trang 92 tài liệu [ I]
-K„r: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn K„r=l — theo ghi chú trang 92 tài liệu [1]
3.6 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc: đu = Zm^n's |
-Z: hệ số kê đến co tinh vật liệu của bánh răng: Z'4 - tra bảng 6.5 trang
27, Ky (utt1) bwurđy 2 < [œw] - theo công thức (6.33) trang 105 tài liệu [1]
-Zu: hệ số kê đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc — theo công thức (6.33) trang
_ cos Bp _ 2xco 57° _—_ n= sinGa;x) ~ 4 sin(@222,189) = 1,67
Eq: hệ số trùng khớp ngang - theo công thức (6.38a) trang 105 tài liệu [1]
Eg: hé số trùng khớp đọc — theo công thức (6.37) trang 105 tài liệu [1]
Z = |+= 0,77 — theo céng thite (6.36c) trang 105 tài liệu [1]
Ku: hệ số tải trọng — theo công thức (6.39) trang 106 tai liéu [1]
Ku (Kup Kua Kev) là hệ số phản ánh sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, được xác định trong mục 3 Hệ số Kng có giá trị là 1,02, theo bảng 6.7 trang 98 trong tài liệu [1].
- Kna: hé s6 ké dén sy phan b6 khong déu cua tai trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp Kne=1.13 với răng nghiêng — tra bảng 6.14 trang 107 tai liéu [1]
K,„„ và K,„ khi cấp chính xác về mức làm việc ôm
Kua Kra K, la Kr„ Kua Kra Kita Kr„
Bang 3.8: Trị số cảu hệ số phân bố không đề tải trong cho các đôi răng đồng
- Kpy: hé 86 ké dén tai trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp - thời ăn khớp
Tra bảng 6.13 trang 106 tài liệu [1] với bánh răng trụ răng thắng và v=0,59m/s, được cấp chính xác của bộ truyền: CCX=9
Vận tốc vòng (m/s) của bánh răng trụ côn Cấp chính
- xác răng rang rang rang nghiéng va thang nghiéng thang răng cung tròn
Bảng 3.9: chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng
Pein Do rie Logi ring | v (m/a) ô on 1 [| ? | 4 | a 10
6 > thắng 1,02 1,04 107 L1 as L1 nghiêng 1,00 1,00 1,02 192 1,03 1,04 ˆ thắng 1,04 1,07 4 121 129 1 nghiêng 1,02 1,03 1,05 106 107 1,08
7 nghiêng tai ! at tte 41,22 4.27 b thắng 1,03 10s 1,09 a3 tì? 1,22 nghiêng 101 102 103 Los 107 108
" thắng 1,0 112 116 1,23 1,26 nghiêng 101 1,02 193 1,05 o7 1,08 ˆ thẳng 113 1,28 1,50 4,77 1,98 2,25 ° nghiêng 1,04 1,07 114 1,21 1,28 1,35 °b thắng 194 1,07 L4 1,21 1,27 14 nghiêng 101 1,02 104 1,06 1,08 1,09
Cha thích về độ rắn một răng a ~ HB} < 350, HB2 < 350 hoặc HRC! > 45, HB2 < 350; b-~ HRC] > 45, HRC2 > 45
4 Bảng 3.10: Hệ số tai trong déng Kyy va Kpy
Tra phụ lục P2.3 trang 250 tai ligu [1] với:
Nội suy tuyến tính được Kx,=1,0114
~b„: chiều rộng vanh rang — theo công thức trang 108 by = WygQy = 0.3 X 140 = 42mm
Thay số được: ay = Zyl, jena
3.7 Kiém nghiém ve do bén uon dp = EEE < [#p¡] — theo công thức (6.43) trang 106 tài liệu [1]
W*#W1 dps = _ < [#z;] — theo công thức (6.44) trang 106 tải liệu [1]
-Kr: hệ số tải trọng khi tính uốn — theo công thức (6.45) trang 109 tài liệu [1]
-Kpg:hệ số kế đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng
— tra bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1] với wua= 0,6873 và sơ đỗ bồ trí là so dé 6, được Kpg = 1,02
Hệ số Kp„ phản ánh sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp, với giá trị Kp„ là 1,37 đối với răng thắng, như được trình bày trong bảng 6.7 trang 107 của tài liệu [1] Đồng thời, Kp„ cũng đại diện cho tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Tra phụ lục 2.3 trang 250 tải liệu [1] với:
Nội suy tuyến tính được Kzy = 1,0421
-Yẹ= = = a = 0,588 — theo céng thite trang 108 tai liéu [1]
-Yạ: hệ số kê đến độ nghiêng của rang - theo công thức trang 108 tải liệu [1]
-Yz; uà Yp;: hệ số dạng răng phụ thuộc số răng tương đương Z„¡ và Z„2— theo
W =1 = 0,928 công thức trang 108 tải liệu [1]
Tra bảng 6.18 trang 109 tải liệu [1]
Số răng Hệ số dịch chỉnh x tương đương „| 08 | 07 | 05 | 08 | 01 | 9 | -0,1 | -03 | -0,5
Bang 3.11: Tn số của hệ số dang rang Yr
3.8 Một số thông số khác của cặp bánh răng
Theo bang 6.11 trang 104 tai liệu [1] mz, 2x32 di= cos(B)} = cos(10) d.99mm
— TZ; 2x106 dạ= cost) cosq0 !57.27mm
_ _ my _ 2x32 _ dai=di+2m = sos(®) + 2m = sosũ0) +2x2 h.99mm
_ — TnZ; — 2x106 _ daz2m = sứ) + 2m = cos(i0) +2x2= 219,27mm
2T¡ _2X88150 dwi 65,1 Luc vong: Fry = Fig = = 2708 N
Lye hung tam: F,, = F,-2 = F,, tana,, = 2708 tan22,18 = 1104 N
3.9 Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Bảng 3.12: Tông kết các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Khoảng cách trục Qy 140mm
Hệ số dịch chỉnh xi 0mm x2 0mm
Chiều rộng vành răng bựi là 50mm, trong khi chiều rộng l5 là 45mm Đường kính vòng lăn đựi đạt 65.1mm, và dw2 là 214.9mm Đường kính đỉnh răng đại là 68.99mm, với đạa là 219,27mm Cuối cùng, đường kính đáy răng drt là 59.99mm, trong khi dp là 210,27mm.
B BO TRUYEN CAP CHAM BANH RANG TRU RANG THANG
3.1 Chọn vật liệu bánh răng:
Tra bang 6.1 trang 92 tai liệu [ 1]:
Phương pháp nhiệt luyện: Tôi cải thiện Độ cimg HB = 192+240 => HB; #0
Phương pháp nhiệt luyện: Tôi cải thiện Độ cimg HB = 192+240 => HB3 "0
3.2 Xỏc định ứng suất tiếp xỳc cho phộp [ứn] và ứng suất uốn cho phộp [ứr]
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép[ơn] Công thức 6 Itrang 91 tài liệu [1]
— O Kup lo, Fo Flim SH Yp¥oKupK pK py
Chọn sơ bộ - theo trang 92 tài liệu [ I]
Lo, FF ỉzun ‘SH Šn, s:là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và ứng suất uốn Tra bảng 6.2, trang
Trong đó: ơ " là ứng suất tiếp xúc và ứng suất cho phep ứng với số chu kỳ cơ so Tra bang [6.2] trang 94[1] oO gmim= 2HB + 70 oFlim= 1,8HB Oo
- Bánh chủ động oFliml= 2HB, + 70 = 530 MPa oO
- Bánh bị động oHlim2= 2HB; + 70 = 510 MPa oO oF lim2=],8HB3= 396 MPa oO
+Hệ số tuổi thọ: Công thức 6.3/6.4 trang 91 tài liệu [1]
Trong do : m,,,m, : bac cia duong cong moi Banh rang co HB No lấy Nue1 = Ngại do đó Kuyị = 1
“Npgq > Ngọt lây Nrgq = Ngọ dodo Kp, =1
-Nụgạ > Nụọ; lấy Nụgạ > Ngọ; do đó Kmr;¿ = 1
-Npg > Ngọ lấy Nggạ > Ngọ; do đó Kp„„ = 1
Thay số vào công thức được:
Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
[ỉnẽ¿p = mrin(ỉmi], [ỡp¿è = mớn(1418,82],[463.64]) = 463.64 MPa 3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
=K,(ut+ De TEHB _ theo công thức (6.15a) trang 95 tải liệu [1]
-Ka: hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng: K,I,5 MPa - tra bảng 6.5 trang 96 tài liệu [1]
~T›: momen xoắn trên trục chủ động T;'900 Nmm
“[ỉw sp :ứng suất tiếp xỳc cho phộp [ứ„ès, = 463,64 MPa
-Ủp„ ,tpa: hệ số chiều rộng vành răng
Theo bảng 6.6 trang 97 tải liệu [1] Chọn p„ = 0,25 + 0,4 Chọn p„ = 0,3
Theo công thức (6.16) trang 97 tài liệu [1]: tỦpa = 0.53p„(u + 1) = 0.53.0.3 (2,42 +1) = 0,543
Hệ số Kmg phản ánh sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Theo bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1] với giá trị α = 0,543, HB < 350 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6, ta tính được hệ số Kyg là 1,02.
Thay số được: ay, = Ky(u + 1): | ee
= ———— CU ; mm ws Bat [muEuU, `” ` |463,642.2,42.0,3
3.4 Xác định các thông số ăn khớp:
Theo công thức (6 L7) trang 97 tài liệu [1]
Tra bang 6.8 Trang 99 tài liệu [I], chọn m theo tiêu chuẩn m = 2mm
Zz = mani) 2042) 58,5 răng- theo công thức (6.19) trang 99 tài liệu [1] Chọn Z; Y răng
Z¿ =uZ2¿' = 2,12.59 = 142,78 răng - theo công thức (6.20) trang 99 tài liệu [1] Chon Z31 rang
Ty số truyền thực tế: Up = = — = 2,39 < 4%
Sai lệch tỷ số truyền: Aw = |] 100% = |=] 100% = 1,24%
Xác định lại khoảng cách trục — theo công thức (6.21) trang 99 tài liệu [ I] ay = _ = ——” }ˆ = 200mm
Xác định hệ số dịch chỉnh:
- đ„ = đÿ, nên hệ số dịch chỉnh x¡=xa=0
Xỏc định gúc ăn khớp ứ¿„ - theo cụng thức (6.27) trang 101, tải liệu| I]
3.5 Xác định các thông số động học và ứng suất cho phép
Ty sô truyền thực tê tu là 2,39 với đường kính vòng lăn dy là 2% tương đương 22° và 1181mm, theo bảng 6.11 trang 104 tài liệu [1] Công thức tính dyz là 2ay, trong đó dy = 2.200 và 118, dẫn đến dyz = 282 mm, như được trình bày trong bảng 6.11 trang 104 tài liệu [1] Vận tốc vòng của bánh răng được tính theo công thức (6.40) trang 106 tài liệu [1].
60000 60000 Ứng suất cho phép tính ở mục 2 chỉ là ứng suất cho phép sơ bộ Sau khi xác định được
= 0,59 m/s vật liệu, các kích thước và thông số động học của bánh răng, cần phải xác định chính xác ứng suất cho phép
[an] = [ứn];yZeZvxn [œp] = [#r]s„YgYsKsp
[#zẽsp tà [œp]¿y là ứng suất cho phộp sơ bộ đó tớnh
-Za: hệ số xét đến ảnh hưởng của mặt răng làm việc: Chọn Ra+40iim => ZR=0,9
Theo ghi chú trang 91 tai liéu [1]
-Z„: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vong v Z,=1
Theo ghi chu trang 92 tai liéu [1]
Km: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng K„„=l
Theo ghi chú trang 91 tài liệu [ I]
-Yn: hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân rang: Chon Yr=1
Theo ghi chú trang 92 tài liệu [ I]
-Ys: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất — theo ghi chú trang 92 tai liéu [1]
-Kxr: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn K¿t=l - theo ghi chú trang 92 tài liệu [1]
[api] = [#pi]syY„YsK„p = 236,57.1.1,03.1 = 243,67 MPa
3.6 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:
Kiêm nghiệm về độ bên tiệp xúc:
Oy = Ly lnk bwuydf2 ss? < [a] — theo céng thire (6.33) trang 105 tai liéu [1]
-Z: hệ số kê đến cơ tính vật liệu của bánh rang: Zm'4 — tra bang 6.5 trang
-Zu: hệ số kê đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc — theo công thức (6.33) trang
⁄= | = 4a ea: hệ số trùng khớp ngang — theo công thức (6.38a) trang 105 tài liệu [1] è a — 1.88 — 3.2 1 — 3 (a ++ 7) = 1.88 Zs = 1 32( + 59 mm) = 1.8 1
Ku: hệ số tải trọng ( theo công thức (6.39) trang 106 tài liệu [1])
-Knp:hệ số kế đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng (đã xác định ở mục 3) Knp=1.02 — tra bảng 6.7 trang 98 tải liệu [1]
- Kya: hệ số kế đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp Knô=1 với răng thắng
- Ku,: hệ số kế đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Tra bảng 6 13 trang 106 tải liệu [1] với bánh răng trụ răng thắng và v=0.59m/s, được cấp chính xác của bộ truyền: CCX=9
Tra phụ lục P2.3 trang 250 tải liệu [1 ]với:
Nội suy tuyến tinh duoc Ky,=1.04
KH= Khng Kns Kx=1.02xIx1.04=1.0608
~b„: chiều rộng vành răng — theo công thức trang 108 Đụ = tÙpaœ„ = 0.3 x 200 = 60mm
2T2KH(ur+1) ay = Zales | byt dy, 2
-Kiém tra: lÉH— SH 100 = 12276" 495.57 100% = 3,2% < 10% (Thoa)
3.7 Kiếm nghiệm về độ bên uốn py = SE < [ap,] - theo công thức (6.43) trang 106 tài liệu [1]
Www đp; = Tứ < [#z;] - theo công thức (6.44) trang 106 tải liệu [1]
-Kz: hệ số tải trọng khi tính uốn — theo công thức (6.45) trang 109 tài liệu [1]
Kp = Kpa„Kngfpy - Kpg là hệ số phản ánh sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Tham khảo bảng 6.7 trang 98 trong tài liệu [1] với sa = 0.513 và sơ đồ bố trí theo sơ đồ 6.
Hệ số Kp„ phản ánh sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp, với giá trị Kg„ = 1 đối với răng thắng, theo bảng 6.7 trang 107 tài liệu [1] Ngoài ra, Kp„ cũng là hệ số tính đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Tra phụ lục P2.3 trang 250 tải liệu [1] với:
Nội suy tuyến tính được Kp„ = 1.21
-Yp= = = = = 0.56 - theo công thức trang 108 tài liệu [1]
-Yp: hệ số kế đến độ nghiêng của răng Do răng thắng Y g=l
-Yp; tà Yz;: hệ số dạng rang — theo công thức trang 108 tải liệu [1]
Tra bang 6.18 trang 109 tải liệu [1] với:
Thay số được de, = 2T›KpYyY gŸr1 _ 2x279000X1.2705x0.56X1X3.62
“ Mot 86 thong 86 khdc cha cặp bánh răng — theo bang 6.11 trang 104 tai liéu [1] dwi=mZi1=2x59=1 18mm dw2=mZ2=2 x 141(2mm
Duong kinh dinh rang dar= dwit2(1+x1)m8+2*(1)x22mm da2= dw2+2(1+x2)m(2+2 (1)x2(6mm
Duong kinh day rang dr=di-(2.5-2xi)m=]1 18-(2.5)x23mm dp(2.5-2x2)m(2-(2.5)x2'7mm À T; 2X279000
Lực vòng: Fy, = Fg = 2 = wi Ts 4728,81N
Luc hung tam: F,, = F., = Fp, tan ayy, = 4728,81 tan20 = 1721,15N
3.8 Tông kết các thông số của bộ truyền bánh răng
Bảng 3.13 Tông kết các thông số của bộ truyền bánh răng
Khoảng cách trục dw 200mm
Hệ số dịch chỉnh xi 0mm
Chiều rộng vành răng bựi 60mm bw2 55mm Đường kính vòng lăn đựi 118mm dwo 282mm
Duong kinh dinh rang đại 122mm đạa 286mm Đường kính đáy răng de 113mm dp 277mm
3.9 Phân tích lực tác dụng lên cơ cấu
Phân tích lực tác đụng lên các bộ truyền trực tiếp trên sơ đồ động
CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN, THIẾT KẺ TRỤC VÀ
4.1 Chọn vật liệu chế tạo -
Thép 45 có œ = 600 MPa — bang 10.5 trang 195 tai ligu [1], ing suat xoắn cho phép Đường kính : Vật liệu, nhiệt luyện và giới hạn bền, MPa trục, mm
Thép 35, CTõ | Thép CT6, 45 | Thép 45, tôi Thép hợp kim, cú ỉy > ð00 | cú ỉẹ > 600 | cú ứy, > 850 |thấm C, cú ốp > 1000
Bảng 4.1: Trị số ứng suất cho phép [zl = 15 30 MPa - theo trang 188 tài liệu [1] e Trục l:ơ = 63 eâ Trục2:ứ = 50 eâ Trục3: ứơ = 50
4.2 Xác định chiều dài trục
4.2.1 Tính giá trị đường kính đầu ngõng trục
Theo công thức (10.9) trang 188 tài liệu [ I |, đường kính trục thứ k với k= 1 3;
- Chon d theo bang 10.2 trang 189 tai liéu [1] ta co: d; 5 mm dạ E mm đa U mm d= °
- Xac dinh chiéu rong 6 lăn b„„ tra bảng 10.2 trang 189 tài liệu [1] ta có: bại ! mm bo = 25 mm bo3 = 29 mm
Các trị số khoảng cách (Tra bảng 10.3/189 [1])
Khoảng cách từ mặt mút của chỉ tiết quay đến thành trong của hộp: k, =8+15 chon ki= 10mm
Khoảng cách từ mặt mút của ô lăn đến thành trong của hộp: k, =5+15 chọn kạ= 10mm
Khoảng cách từ mặt mút của chỉ tiết quay đến nắp ô: kz = 10+ 20 chon k3= 15 mm
Chiéu cao nap 6 va dau bulong: hạ = 20 + 25 chọn hạ= 20 mm
Theo công thức bảng 10.4 trang 197 [1|
- Chiêu dài mayơ bánh đai: lma = (1,2 + 1,5) dị = (1,2 + 1,5).35 = 42 + 52,5mm
- Chiều dài mayer nửa khớp nối:
Theo bảng 16.4 [2] trang 61 chon cach noi truc dia voi ds = 55mm ta chon duoc Lim = 80mm
Ta có các chiều rộng vành răng như sau : b, = 55mm b, = 45mm b; = 60mm b, = 55mm
- Chiéu dai mayo banh rang Z2 va Z2 bmg = (1,2 + 1,5) d, = (1,2 + 1,5).45 = 54+ 67,55mm
- Chiéu dai mayo banh rang Z3 va Z1 bar = (1,2 + 1,5) d, = (1,2 +1,5).35 = 42 + 52,5mm
Chon Imi = b1 = 52 mm bmg = (1,2 + 1,5).d3 = (1,2 + 1,5).55 = 66 + 82,5mm
Hình 4.1: Sơ đồ ký hiệu độ dải trục lị =0,5 tua + Đại) + kạ + hạ =0,5.(45+21)+15+20_ = 68mm
L, = 0,5 (m2 + bon) + ky + ke = 0,5.(54+ 25)+104+10 = 59,5mm ls = 1, +0,5.Um2 tlm) tk, Y5+0,5.(54+62)+10 = 132,5mm lạ = lay + Ưựy + 3k, + 2k; + bạy = 54+ 62 + 3.104 2.10 + 25 = 191mm lý = 0,5 bọa + luyạ + ks + hạ = 0,5.29 +80 + 15+ 20 = 129,5mm
Tính phản lực tại các gối đỡ, xác định đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm
Xét phương trinh moment tai B theo phương x
Xét phuong trinh moment tai B theo phuong y
Xét tổng lực theo trục y
LY =0©HịTlygT— lạ tlp=0 © 810,88 — Fy; — 1104 + 800,77 = 0
Xét tong lure theo truc x
LX =0 8 Xp — Fy + Fyp = 0 © Fy, — 2708 + 843.6 = 0
Biéu do luc, momen cua trục I
Moment tai các mặt cắt nguy hiểm
Miaai = [Mya ? + Myai” + 0/75.T¡2 = JJ02 + 02 + 0,75.881502 = 76340Nmm
Theo công thức 10.17 trang 194[{1] đ =3 Ma
Am 17094457 _ 30.057mm ct 0,1 fo,] 0,1.63 dp, = địsp
Theo tiêu chuẩn trang 195 [1] vi tri lap then tang thém 10% độ lớn ta chọn: dai= 25mm dgi= 30mm dci= 34mm dpi= 30mm
Tra bảng 15-17/tr 50 tải liệu [2] với d= 35mm ta có kích thước vòng phớt D= 48mm, a= 9mm, b= 5 mm
Xét phương trình moment tại A theo phương x
Xét phương trình moment tại A theo phương y
Xét tổng lực theo trục y
Xét tong lure theo truc x
Biểu đồ lực, momen cua truc II
Fro y Fya F đèz Feb | oF S Lt
Moment tai các mặt cắt nguy hiểm
Mace = |Myca” + Myco” + 0,75 Tp? = J|34031.22 + 240977.72 + 0/75, 2790002 Mraco = 342942N.mm
Mrap2 = |Myp2” + Myp2” + 0,75.T>? = 0? + 02 + 0,75 02 = 0Tính đường kính truc:
Với [ứ;| = 50Mpa dan = dosy = 351mm
Theo tiêu chuẩn trang 15 [1] vị trí lắp then tăng thêm 10% độ lớn ta chọn: da = 35mm dgz = 48mm dcg = 45mm dpz = 35mm
Hình 4.3 Kết cấu trục II
* Fra | Fyn Fe TH Frye
Theo bang 16.4 [2] trang 61 chọn cách nối trục đĩa D = 170mm
Xét phương trình moment tại A theo phương x
Xét phương trình moment tại B theo phương y
YU Mya = 0 © Fyg.132,5 — Fy 191 — Fyn 320,5 = 0 © 41728,81.132,5 — Fx¿ 191 — 1490,454.320,5 = 0
Xét tổng lực theo trục y: xY=0©-lyg+l;;—Y, =0
Xét tổng lực theo trục x: xX =0© Hy, — È¿s + Fx„ + Fụ„ = 0 © Fy, — 4728,81 + 779,46 + 1190,454 = 0
Biểu đồ lực, momen của trục IH dạ A D
Moment tai các mặt cắt nguy hiểm
Theo công thức 10.17 trang 194[{1] d =3 Mig
Theo tiêu chuẩn trang 195 [1] vi tri lap then tang thém 10% độ lớn ta chọn: da; = 55mm dg; = 63 mm dcz = 55mm dp3 = 50 mm
Tra bang 15.17 trang 50 [1] với d= 60mm ta có kích thước vòng phớt D = 79mm, a 9mm, b = 6,5 mm
Hình 4.4 Kết cấu trục II
Kiểm nghiệm trỤc 0 22022121 12112111 111221111011 2111115101101 0115501 01H HH He 66
Két câu trục vừa thiết kê đảm bảo được độ bên mỏi nêu hệ số an toan tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:
Soj X Srj s, = j “4 Js] sa + SẼ;
[s] — hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5 2,5
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suât pháp tại tiệt diện j: sạ;
Hệ sô an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiệp tại tiệt diện j: sự
6.) Va T.1 — g161 han moi uôn và xoăn ứng với chu kì đôi xứng ứ_Ă = 0,436ứy (đối với thộp Cacbon)
01 (Mpa) 600 600 600 ch (Mpa) 360 360 360 o-1 (Mpa) 261.6 261.6 261.6 t.1 (Mpa) 151.728 151.728 151.728
Bang 4.2: Bang kêt quả kiêm nghiệm trục
-_ Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, đo đó: mj =0
-_ Trục quay một chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó:
+ Moment can udn Wj va moment can xoan Wo;
Trục tiết diện md? md? tron “= 32° Moi = 16c
Trục có một md? bt;(d — tịÝ md? bt;(d; — t,)? rãnh then 32 2 | Ð 16 2đ
- _ Xác định hệ số Kaxi và Kaaj
HH." y we —hé số tập chung ứng suất đo trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẫn bề mặt (bang 10.8 trang 197) [1]
Hệ số tăng bê mặt trục (Ky) phản ánh phương pháp tăng bề mặt và cơ tính vật liệu, không áp dụng phương pháp tăng bền bề mặt Đồng thời, hệ số kích thước (e) cũng được xem xét để đánh giá ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi.
Những tiết diện nguy hiểm cân kiêm nghiệm:
Truce I: tiết điện đạ; lắp bánh đai, tiết điện đg¡ lắp 6 lăn, tiết diện đ¿;¡ lắp bánh răng Trục H: tiết diện đp; và đc; lắp bánh răng
Truc III: tiết diện d; lắp bánh răng, tiết điện đ¿„ lắp 6 lăn, tiết diện tiết diện đp„ lắp
Các ô lăn được lắp ghép trên trục theo k6; lắp bánh răng, bánh đai, khớp nối theo k6 kết hợp với lắp then Dựa vào bảng 9.1a trang 173 [1] ta có bảng sau:
Bảng 4.3: Bảng momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện của 3 trục
~~ | kính trục bxh tr | W(mm) | Wos (mm) Sa Ta= Tm dién
(mm) đại 25 8x7 4 125172 | 2785/72 0 15.82 đpị 30 8x7 4 | 265072 | 530144 | 48.77 | 831 des 34 10x8 5 | 3240.28 | 7098.94 32.5 | 621 đp; 48 14x9 55 | 940858 | 2026593 | 2159 | 688 dep 45 14x9 5,5 76113 | 16557.47 | 31.97 | 8.43 dpa 63 18x11 7 | 2141231 | 459606 | 15.56 | 6.89 dex 52 16x10 6 | 13804.16 | 27608.32 | 13.98 | 11.47 dp3 48 14x9 55 | 9408.58 | 20265.93 0 15.63
Bảng 4.4: Kết quả tính toán hệ số an toàn đối với các tiết diện của 3 trục
Tiết d Kze | Kê |, Kua = s ; dién (mm) day 25 |1923 |1.685 [1328 |1163 |- 8.247 | 8.247 đại 30 |1989 |1851 |1366 |1274 |4039 | 14.332 |3.88§ dex 34 |1989 |1851 |1366 | 1.274 | 5.893 | 19.178 | 5.633 dpằ 48 |2083 |1923 [1429 |1322 |8479 | 16.682 | 7.559 dro 45 |2083 |1923 |1.429 [1.322 |5.726 [13.615 | 5.278 dps 63 |2244 |2.027 |1536 |1391 | 10.946 | 15.831 | 9.003 dra 52_ [2.16 1.974 |1.48 1.356 | 12.644 [9.755 |7.724 dp; | 48 [2.083 [1.923 [1.429 [1.322 |- 7.343 | 7.343
Tất cả các tiết diện nguy hiểm trên ba trục đều đảm bảo an toàn về mỏi
Do các trục đều nằm trong hộp giảm tốc nên ta chọn then bằng cho các trục
Thông số then theo bảng 9.1a trang 173 [1]
Dựa vào chiều dài mayơ bánh răng, chọn chiều dài then từ dãy tiêu chuẩn ⁄ ằ wa gy sll
- T- moment xoắn trên trục (Nmm)
- 1, b, h, t—kich thiréc (mm), (bang 9.1 va 9.2) [lt = (0,8 0,9 mn]
- [oa] — img suat dap cho phép (bảng 9.5) với tải trọng va đập nhẹ ta có [ ca] = 100MPa
-_ [xe] — ứng suất cắt cho phép, tải trọng va đập nhẹ lấy giảm đi 1/3.(60 90) = (20 30) ta chọn [re| = 30Mpa
Kiểm tra độ bền then tại trục ẽ
Tại đAi = 25 mm oo, = T50 — sọ lơ, ]
Kiểm tra độ bền then tại trục II
Kiêm tra độ bên then tai truc IIT
Tât cả độ bên của then đêu thỏa s.8 Thoả mãn điều kiện
Xác định lại tuổi tho L theo công thức 11.20[3] m 3 r =|] =| 22000 Ì - 853.42 (triệu vòng quay) > L = 453,744 0) ~\ 2319
= Thỏa mãn điều kiện làm việc
* Kiểm tra khả năng tải tĩnh : theo công thức 11.30 [3]
Theo bang 11.6 trang 399 [3] voi 6 bi d& chan cd XY, =0,6;¥, = 0,5
QO, =X Fig +% ons Ei, = 0,6 1932277 +.0,5.488,09 = 1403,4 LV
Q, Thỏa mãn khả năng tai tinh
Theo bảng 11.6 trang 399 [3] với ô b¡ đỡ chặn có X =0,6;¥ =0,5
QO,
