Xác định P, n,T trên các trục động cơ...7 Kết quả động học được ghi trong bảng sau...7 CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG ĐAI... Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi q
Chọn động cơ điện
*) Chọn loại động cơ Để dẫn động hệ cần thiết kế ta chọn loại động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ roto ngắn mạch.
*) Xác định công suất trên trục động cơ
= P l √ ∑ ∑ Pi 2 ti ti =Pl √ ∑ (Ti/T 1) ∑ ti 2 ti
*) Tính sơ bộ số vòng quay n = n u = 110 x 9 0sb lv tsb mà u = u u = 3 x 3 = 9stb đsb hsb
= 990(vg/ph) nsb 0 (vg/ph)
Phân phối tỉ số truyền
-Tính tỉ số truyền: U = t nđt nlv0
Xác định P, n,T trên các trục động cơ
- Trục động cơ ndc = 970 (vg/ph)
PI = P ct ɳ d ɳol = 10,134 0,96 0,955 = 9,11(kw) nI = ndc
PII = P I ɳhrt ɳol = 9,11 0,98 0,995 = 8,88 (kw) ɳ =II ɳI u 31,058
110w1205,45(Nmm) Kết quả động học được ghi trong bảng sau
Thông số Động cơ Trục 1 Trục 2
Số vòng quay n(vg/ph)
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG ĐAI
Chọn đai và tiết diện đai
- Giả thiết vận tốc vòng của đai v ≤ 25m/s, ta chọn loại đai thang thường bên cạnh đó công suất và số vòng quay của động cơ:
Có P = 9,546 (kW)dt n= 970(vg/ph)
=> Chọn đa thang thường, tiết diện B
Xác định đường kính các bánh đai
*) Tính đường kính bánh đai nhỏ : d = 1,2 d1 1 min
Tra bảng 4.14 chọn tiêu chuẩn giá trị d = 180 (mm)1
*) Tính đường kính bánh đai lớn : d2 = u d (1 - d 1 φ)
-Tra bảng 4.11 chọn tiêu chuẩn d = 500(mm)2
*)Kiểm nghiệm vận tốc vòng đai v=πd1 n1
Tỉ số truyền thực tế :
*) Kiểm tra tỉ số truyền
Xác định sơ bộ khoảng cách trục a
Dựa vào bảng 4.15 , ta nội suy
*) Kiểm tra điều kiện: với h,5 (tra bảng 4.13)
Chiều dài l của đai
*) KT điều kiện về tuổi thọ i = v l≤[imax] i = 9,142 2,24 =4,08(vg s/)≤10 (TMĐK)
Tính chính xác khoảng cách trục a
*) Kiểm tra điều kiện: với h,5 (tra bảng 4.13)
Xác định góc ôm trên bánh dẫn
Số đai cần thiết z
+)kđ : hệ số tải trọng : k = 1,25đ
+) [P ]: công suất cho phép0 l"40; v=9,142m/s; d10mm v 5 9,142 10
+) Cα : Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm α 1 Α1 150° 147,614° 140
+) C : hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đail l lo"40
+) C : hệ số xét đến ảnh hưởng của tỉ số truyềnu u =2,806
+)Cz : hệ số xét đến ảnh hưởng của sự phân bố ko đều tải trọng cho các dây đai z ' =P 1
Tính chiều rộng bánh đai B và đường kính ngoài của bánh đai
= (4-1).19 + 2.12,5 = 82 (mm) d = da1 1 +2h0 = 180 + 2 4,2 = 188,4(mm) d = da2 2 +2h0 = 500 + 2 4,2 = 508,4(mm)
Tính lực tác dụng lên trục bánh đai
Fo: lực căng ban đầu của 1 đai
F =o σ 0 A1 σo = Ứng suất căng ban đầu; σo =1,2 Mpa
A = diện tích tiết diện 1 đai; A1 1 8mm 2 (4.13)
Kết quả của bộ truyền động đai thang
Loại đai và tiết diện đai Đai hình thang thường, tiết diện B
Kí hiệu Trị số Đơn vị Đường kính các bánh đai d1 180 mm d2 500 mm
Góc ôm trên bán dẫn Α1 147,614° Độ
Chiều rộng bánh đai B 82 mm ĐK ngoài của bánh đai da1 188,4 mm
Lực hướng tâm tác dụng lên trục
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ
Chọn vật liệu
Do công suất bộ truyền nhỏ (P=8,45 kW), vật liệu chế tạo cả hai bánh răng được chọn là thép loại 1 Độ rắn của bánh răng nhỏ được xác định cao hơn bánh răng lớn là 15 HB.
Bánh răng Nhãn thép Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền σ b
Xác định sơ bộ ứng suất cho phép
5.2.1 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép
*) Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ
S H : Ứng suất tiếp xúc ứng với số chu kỳ cơ sở (tra bảng 5.2) σ 0 Hlim1 =2 HB+70 2.220 70 510= + = ( MPa) σHlim 2
+)SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
+) Z : hệ số xét đến độ nhám của bề mặt làm việc.R
+) Z : hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng V
+) KXH : hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền tiếp xúc.
+)KHL : hệ số tuổi thọ
Với m bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn mH H =6
NHO : số chu kì cơ sở khi tính độ bền tiếp xúc
NHE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
- c : số lần ăn khớp trong 1 vòng quay ( c=1 )
- n : số vòng quay của bánh 1 ( n = 333,104)i 1
- Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của bô truyền
*) Ứng suất uốn cho phép sơ bộ :
- σ 0 Flim : ứng suất uốn giới hạn ứng với số chu kỳ cơ sở σ 0 Flim 1 =1,8 HB=1,8 22096
-SF : hệ số an toàn khi tính về uốn
Hệ số YR thể hiện độ nhạy của vật liệu khi chịu tác động của ứng suất tập trung, trong khi hệ số KXF đánh giá ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn của nó.
- Khi tính sơ bộ : Y Y K = 1R S XF
-YFC : hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải YFC =1
-YFL: hệ số tuổi thọ
KFL1 =( NN FO1 FE1 ) 1 /mF ; K FL2 = ( NN FO2 FE2 ) 1 / mF
+) m : bậc của đường mỏi khi thử về uốnF m =6F
+)NFO : số chu kì cơ sở khi tính về độ bền uốn
+)NFE : số thay đổi ứng suất tương đương
=> Ứng suất uốn cho phép sơ bộ
5.2.2 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải
*) Ứng suất tiếp xúc khi quá tải Đối với các bánh răng thường hóa, tôi cải thiện
*) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: Đối với bánh răng có HB ≤ 350
Xác định sơ bộ khoảng cách trục
=>Ka : hệ số phụ thuộc vào vật liệu và loại răng
=>T1: momen xoắn trên trục chủ động:
=> K Hβ : hệ số phân bố ko đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc (bảng 5.5)
Với Ψ = 0,5.Ψbd ba (u± 1¿ Ψba :hệ số chiều rộng vành răng Ψba =0,4 ( đối với răng đối xứng)
Do bánh răng ăn khớp ngoài =>dùng dấ (+) trong các biểu thức trên
Xác định các thông số ăn khớp
=> chọn theo tiêu chuẩn lấy m=3
5.4.2 Xác định số răng, góc nghiêng, hệ số dịch chỉnh
-) Số răng bánh nhỏ z1 = 2 aw m.(u+1) ¿2 226,42
=> Số răng bánh lớn là : z2 =u z = 3.500 (cái răng)1
=> Tỉ số truyền thực tế: u tt =z 2 z 1 =3
=> Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền
=> Tổng số răng là : z =t z 1 + z 2 0(cái)
-Tính chính xác lại khoảng cách trục a w =m.z t
Do khoảng cách trục đã có số nguyen tận cùng là 0 nên ta không cần dùng bánh răng dịch chỉnh
-Xác định góc ăn khớp cos α tw =Z t mcosα
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
*) Độ bền tiếp xúc được kiểm nghiệm theo công thức σ H =Z N Z H Z ε √ 2T ( b 1 ω K u H tt ( d u ω1 tt 2 ± 1 ) ) ≤ [ σ H ]
- Z : hệ số xét đến cơ tính của vật hiệu các bánh răng M
- Z : hệ số hình dạng bề mặt tiếp xúcH
- Z ε : hệ số xét đến sự trùng khớp ngang của răng
Với ε a : hệ số trùng khớp ngang εa=[ 1,88 − 3,2 ( Z 1 1 + Z 1 2 ) ] cos0 ¿1,88−3,2(501 + 1
- K : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúcH
+)K Hα : ệℎ sốp ânℎ bố kođềutảitrọng c oℎ các đôi răng đồngt ờiℎ ănk ớpℎ Đối với răng thẳng K Hα =1
-v: vận tốc vành của bánh răng: v=π d ω 1 n 1
Chọn cấp chính xác là 9 δ H : ệℎ sốảnℎℎưởngcủasai số ănk ớpℎ δ H =0,06
=> g : hệ số ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2o
*)Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Z r = 0,9 do cấp chính xác làm việc êm là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xác là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám Z r ÷ 40 μm.
K XH : da 1=d1+2 1( + X1−∆y)m da 2=d2+2(1+ X¿¿2−∆y) m ¿ d 1 =mz 1 cosβ=2.50
Tính lại chiều rộng vành rang b ω =ψ ba a ω (σH
Chiều rộng của bánh răng cấp chậm là : b 2 =b ω 1 (mm) b 1 =1,1b 2 1,1 (mm)
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
- Y ε Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng,
- Y β Hệ số kể đến độ nghiêng của răng,
- Y F 1 ,Y F 2 :Hệ số dạng răng bánh 1 và 2
- K F :Hệ số tải trọng khi tính về uốn
K Fβ :Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn
K Fα : Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp ( đối với răng thẳng )
K FV : Hệ số tải trọng động khi tính về uốn
- δ F :hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp δ F =0,016
- g o : hệ số ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2
* Tính chính xác lại trị số ứng suất uốn cho phép d a 2 :điều kiện vòng đỉnh bánh răng lớn d a 2 =d 2 +2(1+ x 2−∆ y )m ¿mz 2 cos β+2(1+ x 2 −∆ y )m ¿3.150 cos0 +2(1+0 −0).3 456 700= Như vậy độ bền quá tải được thỏa mãn
Các thông số cơ bản của bộ truyền
TT Thông số Ký hiệu Trị số Đơn vị
3 Chiều rộng vành răng b w 74 mm
5 Góc nghiêng của răng β 0 độ
6 Số răng các bạnh răng z1 50 mm z2 150 mm
8 Đường kính vòng chia d1 100 mm d2 300 mm
9 Đường kính vòng lăn d ω 1 100 mm d ω 2 300 mm
10 Đường kính vòng đỉnh da1 104 mm da2 304 mm
11 Đường kính vòng đáy df1 95 mm rănng df2 295 mm a=0,5 m( z1+ z2) cosβ =0,5.3 (50+180) cos 0 =¿345 aω= +Ya m45+0.2 69(mm) d ω 1 =2 a w 1 u+1=2.200
4 0(mm) d ω 2 =u+ d w 1 =3.10000 (mm) d a 1 =d 1 +2(1+ x−∆ y ) m ¿100 2+ (1+ 0 −0).3 106= (mm) d a 2 =d 2 +2(1+ x−∆ y) m ¿300 2+ (1+0 −0).3 306= (mm) d f 1 =d 1 +(2,5 −2 x) 1 m ¿100 −(2,5−2.0).3 92,5= (mm) d f 2 =d 2 +(2,5 −2 x) 2 m ¿300 −(2,5−2.0).3 292,5= (mm)
Tính toán điều kiện bôi trơn hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ
Để bôi trơn hiệu quả cho hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ, cần đảm bảo mức dầu thấp I’ nhập toàn bộ chân răng bánh lớn Mức dầu tối đa không được vượt quá 1/3 chiều cao đỉnh bánh lớn, giúp duy trì hiệu suất và độ bền của hệ thống.
3 D,25>7(mm) v = 1,733 => chọn độ nhớt của dầu ở 50°C (100°C)
=> Chọn mác dầu : dầu ôtô máy kéo Ak-20.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
Xác định các lực tác dụng lên trục
- Các lực tác dụng lên trục từ các tiết máy quay: Lực tiếp tuyến, lực hướng tâm, lực dọc trục.
Lực F x (lực tiếp tuyến) trên bánh răng có chiều phụ thuộc vào điểm đặt lực, chiều quay và vai trò của bánh răng Cụ thể, trên bánh dẫn, lực F x 1 có chiều ngược với chiều quay n 1, trong khi trên bánh bị dẫn, lực F x 1 cùng chiều với n 2 Lực F y cũng đóng vai trò quan trọng trong cơ chế hoạt động của hệ thống bánh răng.
Lực hướng tâm có phương vuông góc với trục bánh răng và hướng vào tâm bánh răng, trong khi chiều của lực F y phụ thuộc vào vị trí đặt lực Đồng thời, lực F z trên cả bánh dẫn và bánh bị dẫn luôn hướng vào bề mặt làm việc của răng.
- Trị số các lực F y ,F x ,F z , được xác định theo công thức:
Tra bảng T 2 w1,205 Nm ta có P o 0 mm.
Vì tải trọng nhỏ nên ta chọn vật liệu chết tạo các trục là thép 45, thường hóa. Theo bảng 5.1, σ b `0(MPa),σ oℎ 0(MPa)
8.3 Tính sơ bộ đường kính trục
Chọn ứng suất xoắn cho phép là của vật liệu trục là
[τ 1 ] MPa; [τ 2 ] % MPa d1≥√ 3 0,2 T [ 1 τ 1 ] = 3 √ 262795,34 0,2.20 9,96 (mm d 2 ≥√ 3 0,2 T [ 2 τ 2 ] = 3 √ 771205,45 0,2.25 S,629(mm) Lấy tiêu chuẩn => { d d 1 2 @ (mm) U(mm)
8.4 Tính gần đúng đường kính trục.
8.4.1 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực a) Chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn
Dựa vào sơ bộ của đường kính sơ bộ của trục 2: d 2 U mm
Lực tác dụng lên các trục trong hộp giảm tốc một cấp với bánh răng trụ răng thẳng rất quan trọng trong việc xác định chiều dài may ơ của các bánh răng, bánh đai và nửa khớp nối Việc tính toán chính xác các lực này giúp tối ưu hóa hiệu suất hoạt động của hệ thống truyền động.
- Chiều dài may ơ: l m =(1,2÷1,5)d l m 1 =(1,2 ÷1,5)d 1 =(1,2 ÷ 1,5)40=(48 ÷ 60)mm l m 2 =(1,2÷1,5)d 2 =(1,2 1,5÷ )56=(66 ÷ 82,5)mm
- Chiều rộng bánh đai: B = 82 (mm)
- Chiều dài may ơ nửa khớp nối l m 23 =(1,4 ÷ 21,5)d 2 =(1,4 ÷ 21,5)55 ¿(77 ÷ 137,5) (mm)
- Chọn l m 230(mm) c) Các kích thước liên quan đén chiều dài trục.
Theo bảng 8.3 ta chọn được:
K 1 ; K 2 =8;K 3 ;K 4 d) Khoảng cách giữa các điểm đặt lực
8.4.2 Xác định phản lực ở các gối đỡ, vẽ biểu đồ momen uốn và momen xoán. Chiều của các phản lực ở các gối đỡ được giả định như 8.3
=> Chiều thực của F ly 21 ngược so với chiều giả định
=> Chiều thực của F ly 20 ngược so với chiều giả định
=> Chiều của F lx21 ngược chiều so với chiều giả định.
8.4.3 Xác định momen tương đương và tính gần đúng đường kính các đoạn trục Momen tương đương tại các tiết diện nguy hiểm của trục và đường kính gần đúng của các trục:
0,1.50 7,014 (mm d 10 = 3 √ 0,1 M td10 [ σ ] = 3 √ 291740,035 0,1.50 8,78(mm) d 13 = 3 √ 0,1 M td13 [ σ ] = 3 √ 300728,942 0,1.50 ,07(mm)
=> Chọn theo độ bền tiêu chuẩn, theo điều kiện lắp ráp, theo điều kiện công nghệ: d 12 @ mm;d 13 mm; d 10=d 11 @mm.
Chọn theo độ bền tiêu chuẩn, theo điều kiện lắp ráp, theo điều kiện công nghệ:
Kết cấu các trục được thiết kế dựa trên đường kính của các đoạn trục đã chọn, cùng với các biện pháp cố định tiết máy trên trục, như minh họa trong hình dưới đây.
- Biểu diễn momen và kết cấu trục 1:
- Biểu diễn momen và kết cấu trục 2:
8.5 Kiểm tra điều kiện bánh răng liền trục và tính chọn then
*) Kiểm tra điều kiện liền trục đối với 2 bánh răng lớn và nhỏ
- Đối với bánh răng nhỏ: d13 E mm ; t =4,4 mm ; d ; m=22 f1
=> Bánh răng được làm rời trục cần dùng then
-Đối với bánh răng lớn: d22 = 60mm ; t =4,4mm ;d )5mm; m=22 f2
=> Bánh răng được làm rời trục, cần dùng then
Như vậy các tiết diện lắp then là 12 (lắp bánh đai) 13(lắp bánh răng nhỏ) ; 22(lắp bánh răng lớn) và 23 (lắp nửa khớp nối)
-Xác định tiết diện then d124 => (b x h) = 10 x 8 t =51 t =3,32 d13E => (b x h) = 14 x 9 t =5,51 t =3,82 d22` => (b x h) = 18 x 11 t =71 t =4,42 d23R => (b x h) = 16 x 10 t =61 t =4,32
-Xác định chiều dài tiêu chuẩn của then lm12 = 82(mm) =>l =12 (0,8 ÷ 0,9)lm 12 =(0,8 ÷ 0,9).82 ¿64÷72(mm)33 lm22t(mm) =>l =22 (0,8÷0,9)lm 22 =(0,8÷0,9).74 ¿59,2 66,6÷ (mm) lm230(mm) =>l =23 (0,8÷0,9)lm 23 =(0,8÷0,9).100 ¿80÷90(mm) Chọn tiêu chuẩn: l12 pmm ; l = 70mm 13 l22cmm ; l23 mm
*) Kiểm tra điều kiện bền dập: σ d = 2T dl t (ℎ−t 1 )≤[ σ d ]
52.(80−16) (10−6)x,67 MPa Nhận thấy tất cả σ dj Kx =1,06
Tôi bằng dòng cao tần; trục tập trung ứng suất =>Ky= 2,5
-) ε σ và ε τ: Hệ số ảnh hưởng các kích thước tiết diện trục đến độ bền mỏi
-) Tính tỷ số k ε σ σ vàk ε τ τ do rãnh then (nếu có).
Sử dụng dao phay ngón k σ=1,76 k τ=1,54
Kết quả được điền trong bảng sau:
-Tra bảng 8.12 các tỉ số k σ εσ vàk τ ετ do độ dôi (chọn kiểu lắp k6)
Kết quả được điền tỏng bảng sau:
-Tính hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện J;
Trong đó: σ −1;τ −1 :giới ạnℎ mỏiuốnvà xoắnứng vớic uℎ kìđốixứng σ −1 =0,436 σ b =0,436 600
=> Hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi: Ψ σ=0,05 Ψ τ=0
-Độ bền mỏi của từng tiếp diện:
Như bảng trên ta thấy: S j ≥[S]
=> các tiết diện nguy hiểm của trục đều thỏa mãn điều kiện bền mới
Bảng các thông số kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục
Bảng kết quả kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục
8.7 Kiểm nghiệm trục về độ bền quá tải
-Ứng suất tương đương khi quá tải tại mốc tiếp diện trục được xác định theo công thức: σ tdj =√ σ j
Tính sơ bộ đường kính trục
Chọn ứng suất xoắn cho phép là của vật liệu trục là
[τ 1 ] MPa; [τ 2 ] % MPa d1≥√ 3 0,2 T [ 1 τ 1 ] = 3 √ 262795,34 0,2.20 9,96 (mm d 2 ≥√ 3 0,2 T [ 2 τ 2 ] = 3 √ 771205,45 0,2.25 S,629(mm)Lấy tiêu chuẩn => { d d 1 2 @ (mm) U(mm)
Tính gần đúng đường kính trục
8.4.1 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực a) Chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn
Dựa vào sơ bộ của đường kính sơ bộ của trục 2: d 2 U mm
Trong hộp giảm tốc một cấp với bánh răng trụ răng thẳng, lực tác dụng lên các trục là yếu tố quan trọng cần xem xét Việc xác định chiều dài may ơ của các bánh răng, bánh đai và nửa khớp nối cũng đóng vai trò thiết yếu trong việc đảm bảo hiệu suất và độ bền của hệ thống truyền động.
- Chiều dài may ơ: l m =(1,2÷1,5)d l m 1 =(1,2 ÷1,5)d 1 =(1,2 ÷ 1,5)40=(48 ÷ 60)mm l m 2 =(1,2÷1,5)d 2 =(1,2 1,5÷ )56=(66 ÷ 82,5)mm
- Chiều rộng bánh đai: B = 82 (mm)
- Chiều dài may ơ nửa khớp nối l m 23 =(1,4 ÷ 21,5)d 2 =(1,4 ÷ 21,5)55 ¿(77 ÷ 137,5) (mm)
- Chọn l m 230(mm) c) Các kích thước liên quan đén chiều dài trục.
Theo bảng 8.3 ta chọn được:
K 1 ; K 2 =8;K 3 ;K 4 d) Khoảng cách giữa các điểm đặt lực
8.4.2 Xác định phản lực ở các gối đỡ, vẽ biểu đồ momen uốn và momen xoán. Chiều của các phản lực ở các gối đỡ được giả định như 8.3
=> Chiều thực của F ly 21 ngược so với chiều giả định
=> Chiều thực của F ly 20 ngược so với chiều giả định
=> Chiều của F lx21 ngược chiều so với chiều giả định.
8.4.3 Xác định momen tương đương và tính gần đúng đường kính các đoạn trục Momen tương đương tại các tiết diện nguy hiểm của trục và đường kính gần đúng của các trục:
0,1.50 7,014 (mm d 10 = 3 √ 0,1 M td10 [ σ ] = 3 √ 291740,035 0,1.50 8,78(mm) d 13 = 3 √ 0,1 M td13 [ σ ] = 3 √ 300728,942 0,1.50 ,07(mm)
=> Chọn theo độ bền tiêu chuẩn, theo điều kiện lắp ráp, theo điều kiện công nghệ: d 12 @ mm;d 13 mm; d 10=d 11 @mm.
Chọn theo độ bền tiêu chuẩn, theo điều kiện lắp ráp, theo điều kiện công nghệ:
Kết cấu các trục được thiết kế dựa trên đường kính của các đoạn trục đã được lựa chọn, cùng với các phương pháp cố định tiết máy trên trục, như thể hiện trong hình dưới đây.
- Biểu diễn momen và kết cấu trục 1:
- Biểu diễn momen và kết cấu trục 2:
Kiểm tra điều kiện bánh răng liền trục và tính chọn then
*) Kiểm tra điều kiện liền trục đối với 2 bánh răng lớn và nhỏ
- Đối với bánh răng nhỏ: d13 E mm ; t =4,4 mm ; d ; m=22 f1
=> Bánh răng được làm rời trục cần dùng then
-Đối với bánh răng lớn: d22 = 60mm ; t =4,4mm ;d )5mm; m=22 f2
=> Bánh răng được làm rời trục, cần dùng then
Như vậy các tiết diện lắp then là 12 (lắp bánh đai) 13(lắp bánh răng nhỏ) ; 22(lắp bánh răng lớn) và 23 (lắp nửa khớp nối)
-Xác định tiết diện then d124 => (b x h) = 10 x 8 t =51 t =3,32 d13E => (b x h) = 14 x 9 t =5,51 t =3,82 d22` => (b x h) = 18 x 11 t =71 t =4,42 d23R => (b x h) = 16 x 10 t =61 t =4,32
-Xác định chiều dài tiêu chuẩn của then lm12 = 82(mm) =>l =12 (0,8 ÷ 0,9)lm 12 =(0,8 ÷ 0,9).82 ¿64÷72(mm)33 lm22t(mm) =>l =22 (0,8÷0,9)lm 22 =(0,8÷0,9).74 ¿59,2 66,6÷ (mm) lm230(mm) =>l =23 (0,8÷0,9)lm 23 =(0,8÷0,9).100 ¿80÷90(mm) Chọn tiêu chuẩn: l12 pmm ; l = 70mm 13 l22cmm ; l23 mm
*) Kiểm tra điều kiện bền dập: σ d = 2T dl t (ℎ−t 1 )≤[ σ d ]
52.(80−16) (10−6)x,67 MPa Nhận thấy tất cả σ dj Kx =1,06
Tôi bằng dòng cao tần; trục tập trung ứng suất =>Ky= 2,5
-) ε σ và ε τ: Hệ số ảnh hưởng các kích thước tiết diện trục đến độ bền mỏi
-) Tính tỷ số k ε σ σ vàk ε τ τ do rãnh then (nếu có).
Sử dụng dao phay ngón k σ=1,76 k τ=1,54
Kết quả được điền trong bảng sau:
-Tra bảng 8.12 các tỉ số k σ εσ vàk τ ετ do độ dôi (chọn kiểu lắp k6)
Kết quả được điền tỏng bảng sau:
-Tính hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện J;
Trong đó: σ −1;τ −1 :giới ạnℎ mỏiuốnvà xoắnứng vớic uℎ kìđốixứng σ −1 =0,436 σ b =0,436 600
=> Hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi: Ψ σ=0,05 Ψ τ=0
-Độ bền mỏi của từng tiếp diện:
Như bảng trên ta thấy: S j ≥[S]
=> các tiết diện nguy hiểm của trục đều thỏa mãn điều kiện bền mới
Bảng các thông số kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục
Bảng kết quả kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục
Kiểm nghiệm trục về độ bền quá tải
-Ứng suất tương đương khi quá tải tại mốc tiếp diện trục được xác định theo công thức: σ tdj =√ σ j