đồ án thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi

Chọn động cơ-phân phối tỉ số truyền. Thiết kế bộ truyền cấp nhanh

UBND THÀNH PHỐ CẦN THƠ TRƯỜNG ĐẠI HỌC KỸ THUẬT - CÔNG NGHỆ CẦN THƠ

KHOA KỸ THUẬT CƠ KHÍ

BÀI BÁO CÁO

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Đề tài : THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC PHÂN ĐÔI CẤP NHANH

Cần Thơ – 2018 GVHD : NGUYỄN MINH THƯ

MỤC LỤC

MỤC LỤC i

DANH MỤC BẢNG iii

DANH MỤC HÌNH ẢNH iv

CHƯƠNG 1 : PHÂN TÍCH PHƯƠNG ÁN – CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỈ SÔ TRUYỀN 1

1.1 Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền. 1

1.1.1 Công suất cần thiết của động cơ. 1

1.1.2 Chọn động cơ. 1

1.1.2.1 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ 1

1.1.2.2 Phân phối tỉ số truyền. 2

1.1.2.3. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục 3

CHƯƠNG 2 : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN 5

2.1 Thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền xích). 5

2.1.1 Chọn loại xích : Vì vận tốc không cao cho nên chọn lại xích con lăn. 5

2.1.2 Chọn số răng đĩa nhỏ theo điều kiện. 5

2.1.3 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền. 6

2.1.4 Đường kính đĩa xích 7

2.1.5 Xác định lực tác dụng lên trục 8

2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền trong hộp (bộ truyền bánh răng). 8

2.2.1 Chọn vật liệu. 8

2.2.2 Xác định ứng suất cho phép 8

2.2.3 Tính toán bộ truyền cấp nhanh. 10

2.2.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 10

2.2.3.2. Xác định các thông số ăn khớp 11

2.2.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. 11

2.2.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. 13

2.2.3.5 Các thông số và kích thước bộ truyền. 14

2.2.4 Tính toán bộ truyền cấp chậm (bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng). 15

2.2.4.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 15

2.2.4.2 Xác định thông số ăn khớp 15

2.2.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. 16

2.2.4.4 Kiểm nghiệm về độ bền uốn. 17

2.2.4.5. Các thông số và kích thước bộ truyền. 18

CHƯƠNG 3 : THIẾT KẾ TRỤC – THIẾT KẾ THEN – CHỌN Ổ - CHỌN KHỚP NỐI 20

3.1 Thiết kế trục trong hộp giảm tốc. 20

3.1.1 Chọn vật liệu. 20

3.1.2 Xác định sơ bộ đường kính trục 20

3.1.3 Xác định khoản cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 20

3.1.3.1 Chiều dài mayơ. 20

3.1.3.2 Khoảng cách giữa các chi tiết. 21

3.1.4 Xác định trị số và chiều dài các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục 23

3.1.5 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 23

3.1.5.1. Tính toán trên trục I. 23

3.1.5.2 Tính toán trên trục II. 29

3.1.5.3 Tính toán trên trục III. 34

3.2 Thiết kế then. 38

3.2.1 Chọn lắp ghép. 38

3.2.2 Kết quả tính toán hệ số an toàn đối với tiết diện của 3 trục. 39

3.2.3 Tính kiểm nghiệm về độ bền của then. 40

3.3 Chọn ổ lăn cho trục vào hộp giảm tốc. 41

3.3.1 Chọn ổ lăn trục I. 41

3.3.1.1 Chọn loại ổ lăn. 41

3.3.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ. 42

3.3.2 Chọn ổ lăn trục II. 43

3.3.2.1 Chọn loại ổ lăn. 43

3.3.2.2 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ. 43

3.3.3 Chọn ổ lăn trục III. 44

3.3.3.1 Chọn loại ổ lăn. 44

3.3.3.2 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ. 44

3.4 Chọn khớp nối. 45

CHƯƠNG 4 : THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC 47

4.1 Thiết kế vỏ hộp. 47

4.2 Bôi trơn trong hộp giảm tốc. 49

4.3 Một số kết cấu khác. 49

4.3.1 Bulong vòng. 49

4.3.2 Chốt định vị. 50

4.3.3 Cửa thăm. 50

4.3.3.1 Nắp quan sát. 50

4.3.3.2 Nút thông hơi 51

4.3.4 Nút tháo dầu. 51

4.3.5 Que thăm dầu 52

4.4 Dung sai lắp ghép. 52

Tài liệu tham khảo : 55

DANH MỤC BẢNG

Bảng 1.1 : Thông số động cơ điện……….2

Bảng 1.2 : Kết quả chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền……… 4

Bảng 3.1 Thông số then được chọn………39

Bảng 3.2 Kết quả tính toán hệ số an toàn với tiết diện 3 trục……….…40

Bảng 3.3 Kết quả tính toán kiểm ngiệm về độ bền của then……… 41

Bảng 3.4 Thông số ổ lăn trục I……… 42

Bảng 3.5 Thông số ổ lăn trục II……… 43

Bảng 3.6 Thông số ổ lăn trục III………44

Bảng 4.1 Kích thước gối trục……… 48

Bảng 4.2 Thông số bulong vòng……….49

Bảng 4.3 Thông số nắp quan sát………50

Bảng 4.5 Thông số nút tháo dầu………51

Bảng 4.6 Dung sai lắp ghép trên trục I……… 52

Bảng 4.7 Dung sai lắp ghép trên trục II………53

Bảng 4.8 Dung sai lắp ghép trên trục III……… 54

DANH MỤC HÌNH ẢNH

Hình 3.1 Khoảng cách sơ bộ của các chi tiết trong hộp giảm tốc……… 22

Hình 3.2 Biểu đồ lực trục I……….…26

Hình 3.3 Biểu đồ lực trục II……… 31

Hình 3.4 Biểu đồ lực trục III……… 36

Hình 3.5 Khớp nối……… 45

Hình 4.1 Bulong vòng……… …49

Hình 4.2 Chốt định vị……… …50

Hình 4.3 Nắp quan sát……… 50

Hình 4.4 Nút thông hơi……… 51

Hình 4.5 Nút tháo dầu……….………51

Hình 4.6 Que thăm dầu 52

CHƯƠNG 1 : PHÂN TÍCH PHƯƠNG ÁN – CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI

TỈ SÔ TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền

1.1.1 Công suất cần thiết của động cơ

- Theo công thức (2.8), (2.9) và (2.11) [1] ta có :

𝑃𝑐𝑡 =𝑃𝑙𝑣

𝜂Trong đó : 𝑃𝑙𝑣: Công suất tại trục công tác ta có: 𝑃𝑙𝑣 = 𝑃.𝑣

1000 = 9000.0,5

𝑃𝑐𝑡: Công suất cần thiết của trục động cơ

𝜂: Hiệu suất truyền động Theo công thức (2.9) [1] ta có:

𝜂 = 𝜂1 𝜂2 𝜂34 𝜂42Với: 𝜂1 : Hiệu suất nối trục

𝜂2 : Hiệu suất bộ truyền xích

𝜂3 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn

𝜂4 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng Tra theo bảng (2.3) [1] ta được :

T mm

dn

K 

𝑛𝑙𝑣 = 6000𝑣

𝜋𝐷 = 6000.0,5

𝜋.400 = 24 (vòng/phút)

Trong đó :

𝑣: Vận tốc xích tải; D: Đường kính tang quay

- Theo công thức (2.15) [1] ta có tỉ số truyền chung sơ bộ :

𝑢𝑠𝑏 = 𝑢𝑥 𝑢ℎ = 2,2.20 = 44

Trong đó : Theo bảng 2.4 [1] ta chọn 𝑢𝑥 = 2,2, 𝑢ℎ = 20

𝑢𝑥: Tỉ số truyền động xích; 𝑢ℎ: Tỉ số truyền bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp

- Theo công thức (2.18) [1] ta có số vòng qu,ay sơ bộ của động cơ :

𝑛𝑠𝑏 = 𝑛𝑙𝑣 𝑢𝑠𝑏 = 24.44 = 1056 (𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là : 𝑛𝑠𝑏 = 1500 (𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡)

- Theo bảng P1.3 [1] ta chọn được:

Bảng 1.1 : Thông số động cơ điện

1.1.2.2 Phân phối tỉ số truyền

- Tính lại ux theo u1 , u2 trong hộp giảm tốc:

Bảng 1.2 : Kết quả chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

Trục làm việc

CHƯƠNG 2 : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN 2.1 Thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền xích)

2.1.1 Chọn loại xích : Vì vận tốc không cao cho nên chọn lại xích con lăn

2.1.2 Chọn số răng đĩa nhỏ theo điều kiện

- Theo bảng 5.4 [1] với 𝑢𝑥 = 1,98, chọn số răng đĩa nhỏ 𝑧1 = 25, do đó số răng đĩa lớn 𝑧2 = 𝑢 𝑧1 = 2.25 = 50

- Theo công thức (5.3) [1] ta có công suất tính toán :

k được tính từ các hệ số thành phần cho trong bảng 5.6 [1]

𝑘0 = 1: Đường tâm các đĩa xích làm với phương nằm ngang 1 góc nhỏ hơn 400

𝑘𝑎 = 1 : Hệ số kể đến khoảnh cách trục và chiều dài xích (chọn a = 40p)

𝑘đ𝑐 = 1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh căng xích

𝑘đ = 1,35 : Hệ số tải trọng động (tải trọng va đập)

𝑘đ = 1,25 : Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (làm việc 2 ca)

𝑘𝑏𝑡 = 1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn

- Vậy 𝑃𝑡 = 𝑃1 𝑘 𝑘𝑍 𝑘𝑛 = 5,04.1,687.1.1,12 = 9,5 (𝑘𝑊)

- Theo bảng 5.5 với 𝑛01 = 1600 (𝑣ò𝑛𝑔

𝑝ℎú𝑡), chọn bộ truyền xích có 1 dãy có bước xích

𝑃 = 15,875 𝑚𝑚, 𝑃𝑡 < [𝑃] = 9,65

Tính lại chính xác khoảng cách trục a theo công thức (5.13) [1] ta có :

Theo bảng 5.1 [1] tải trọng phá hỏng 𝑄 = 22700 𝑁, khối lượng một mét xích 𝑞 =

1 𝑘𝑔; 𝑘đ = 1,7 : Hệ số tải động ( tải trọng mở máy bằng 2 lần tải trọng danh nghĩa)

Lực vòng 𝐹𝑡, lực căng do lực li tâm sinh ra 𝐹𝑣:

Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, theo (5.16) [1] ta có :

𝐹𝑜 = 9,81 𝑘f𝑞𝑎 = 9,81.4 10,635 = 15,82 𝑁

(𝑘f = 4 bộ truyền nghiêng 1 góc < 40 0) [s] : hệ số an toàn cho phép

= 15,875sin(25𝜋)= 126,67 𝑚𝑚

sin(𝜋𝑧2)

2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền trong hộp (bộ truyền bánh răng)

2.2.3 Tính toán bộ truyền cấp nhanh

2.2.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

- Theo công thức (6.15a) [1] ta có :

𝑎𝑤1 = 𝐾𝑎(𝑢1+ 1)√ 𝑇1𝐾𝐻𝛽

[𝜎𝐻1] 2 𝑢1𝜓𝑏𝑎3

Trong đó : Theo bảng 6.6 [1] với bánh răng trụ chữ V, trị số chọn 𝜓𝑏𝑎 tăng 1,3…1,4 lần ⟹ 𝜓𝑏𝑎 = 0,3.1,3 = 0,39 ; theo bảng 6.5 [1] với răng trụ chữ V ⟹ 𝐾𝑎 = 43 ; theo công thức (6.16) [1] : 𝜓𝑏𝑑 = 0,5𝜓𝑏𝑎(𝑢1+ 1) = 0,5.0,39 (7,45 + 1) = 1,64 do đó theo bảng 6.7 [1] chọn 𝐾𝐻𝛽 = 1,28 theo sơ đồ 3; 𝑇1 = 9,55 106 𝑃 1

- Đối với bánh răng chữ V trong hộp giảm tốc phân đôi 𝛽 = 30𝑜… 40𝑜, ta chọn sơ

bộ 𝛽 = 35𝑜, do đó 𝑐𝑜𝑠𝛽 = 0,81

- Theo công thức (6.31) [1] số răng bánh nhỏ:

𝑧1 =2𝑎𝑤1.𝑐𝑜𝑠𝛽𝑚(𝑢1+1) =2.115.0,81

2(7,45+1) = 11,1 Lấy 𝑧1 = 11

2.2.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

- Theo công thức (6.33) [1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :

𝜎𝐻 = 𝑧𝑀𝑧𝐻𝑧𝜀√2𝑇1𝐾𝐻(𝑢1+1)

𝑏 𝑤 𝑢 1 𝑑𝑤12 ≤ [𝜎𝐻]

Theo công thức (6.41) [1] ta có :

𝐾𝐻𝑣 = 1 + 𝑣𝐻 𝑏𝑤1𝑑𝑤1

2𝑇 1 𝐾𝐻𝛽𝐾 𝐻𝛼= 1 + 1,2.45.27,2

2(33,78.1032 ).1,28.1,13= 1,03 Trong đó : Theo bảng 6.15 [1] ta được 𝛿𝐻 = 0,002, theo bảng 6.16 [1] ta được 𝑔𝑜 = 73 Theo công thức (6.42) [1] :

- Xác đinh chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo công thức (6.1) với 𝑣 = 2,02𝑚

𝑠 < 5𝑚/𝑠 , 𝑧𝑣 = 1; với cấp chính xác 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám 𝑅𝑎 = 2,5 … 1,5 𝜇𝑚, do đó

𝑧𝑅 = 0,95; với 𝑑𝑎 < 700 𝑚𝑚, 𝐾𝑥𝐻 = 1, do đó theo công thức (6.1) và (6.1a) [1] :

Với 𝜀𝛼 = 1,27 ⟹ 𝑌𝜀 = 1

𝜀𝛼 = 11,27= 0,78

- Thay các giá trị vừa tính được vào công thức (6.43) [1] ta được:

𝜎𝐹1 =2.(

33,78.103

2 ).2,3.0,78.0,74.4,08 0,39.115.27,2.2 = 75 𝑀𝑃𝑎

- Ta thấy : 𝜎𝐹1 < [𝜎𝐹1] và 𝜎𝐹2 < [𝜎𝐹2] ⟹ Thõa điều kiện uốn

2.2.3.5 Các thông số và kích thước bộ truyền

- Theo công thức trong bảng 6.11 [1] tính được :

Trong đó :

Theo bảng 6.6 [1] với bánh răng trụ răng thẳng, trị số chọn 𝜓𝑏𝑎 = 0,4; theo bảng 6.5 [1] với răng trụ răng thẳng ⟹ 𝐾𝑎 = 49,5 ; theo công thức (6.16) [1] : 𝜓𝑏𝑑 =

0,5𝜓𝑏𝑎(𝑢𝑐+ 1) = 0,5.0,4 (4,03 + 1) = 1,001 do đó theo bảng 6.7 [1] chọn 𝐾𝐻𝛽 = 1,03 theo sơ đồ 7 [1]; 𝑇2 = 9,55 106 𝑃2

Lấy 𝑎𝑤2 = 211,5 𝑚𝑚, do đó không cần dịch chuyển

Tra bảng 6.5 [1] ta được : 𝑧𝑀 = 274 (MPa) 1/3

- Xác đinh chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo công thức (6.1) [1] với 𝑣 = 0,85 𝑚/𝑠 , 𝑧𝑣 = 1; với cấp chính xác 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám 𝑅𝑧 = 10 … 40 𝜇𝑚, do đó

𝑧𝑅 = 0,9; với 𝑑𝑎 < 700 mm, 𝐾𝑥𝐻 = 1, do đó theo công thức (6.1) và (6.1a) [1]:

𝑣𝐹 = 𝛿𝐹𝑔𝑜𝑣√𝑎𝑢𝑤2

𝑐 = 0,016.73.0,85√211,5

4,03 = 7,2 trong đó theo bảng 6.15[1] ta được 𝛿𝐹 = 0,016, theo bảng 6.16 ta được 𝑔𝑜 = 73 Do đó theo công thức (6.46) [1] ta có:

- Ta thấy : 𝜎𝐹1 < [𝜎𝐹1] và 𝜎𝐹2 < [𝜎𝐹2] ⟹ Thõa điều kiện uốn

2.2.4.5 Các thông số và kích thước bộ truyền

Đường kính vòng chia 𝑑1 = 84 𝑚𝑚; 𝑑2 = 339 𝑚𝑚

CHƯƠNG 3 : THIẾT KẾ TRỤC – THIẾT KẾ THEN – CHỌN Ổ - CHỌN KHỚP

NỐI 3.1 Thiết kế trục trong hộp giảm tốc

3.1.3 Xác định khoản cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

- Dựa theo đường kính các trục, theo bảng 10.2 [1] ta được chiều rộng ổ lăn tương ứng:

𝑏𝑜1 = 16 𝑚𝑚; 𝑏𝑜2 = 23 𝑚𝑚; 𝑏𝑜3 = 31 𝑚𝑚 Theo bảng 10.3 [1] ta được :

Chiều dài mayơ bánh răng trụ, theo công thức (10.10) [1]:

- Ta có khoảng cách sơ bộ các chi tiết trong hộp giảm tốc:

Hình 3.1 Khoảng cách sơ bộ của các chi tiết trong hộp giảm tốc

3.1.4 Xác định trị số và chiều dài các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục

𝑀𝑡đ𝐶 = √𝑀𝑥2+ 𝑀𝑦2+ 0,75𝑀𝑧2

= √(41026,2)2+ 912812+ 0,75(33,75 103)2 = 106,72 103 𝑁𝑚𝑚

- Tại điểm D:

+ Bên trái điểm D:

𝑀𝑡đ𝐷 = √𝑀𝑥2+ 𝑀𝑦2+ 0,75𝑀𝑧2

= √(21291)2+ 0,75(33,75 103)2 = 36,16 103 𝑁𝑚𝑚 + Bên phải điểm D:

𝑑14 = 22 𝑚𝑚

( 𝑑12 và 𝑑13 vị trí chế tạo bánh răng liền trục)

- Ta có biểu đồ như sau:

Hình 3.2 Biểu đồ lực trục I

- Kiểm nghiệm về độ mỏi

Ta thấy tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí lắp bánh răng

Theo (10.19)[1] ta có:

𝑠𝑗 = 𝑠𝜎𝑗.𝑠𝜏𝑗

√𝑠 𝜎𝑗2+𝑠𝜏𝑗2≥ [𝑠] ([𝑠] = 1,2 ÷ 2,5 là hệ số an toàn cho phép) Với:

Trong đó: 𝐾𝑥 = 1,06 là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt Tra bảng 10.8 [1]

𝐾𝑦 = 1 là hệ số tăng bền bề mặt trục Tra bảng 10.9 (không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt trục

𝐾𝜎 = 1,76 và 𝐾𝜏 = 1,54 là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn Tra bảng 10.12 [1] khi dùng dao phay ngón

𝜀𝜎 = 0,88 và 𝜀𝜏 = 0,81 là hệ số kích thước để đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi Tra bảng 10.10 [1]

Theo (10.28) và (10.29) [1] ta có ứng suất sinh ra tại tiết diện nguy hiểm:

𝜎 = 𝑀𝑚𝑎𝑥0,1𝑑 3 =106,72.103

0,1.22 3 = 100,23 𝑀𝑃𝑎

𝜏 = 𝑇𝑚𝑎𝑥0,1𝑑 3=33,75.103

0,1.22 3 = 31,7 𝑀𝑃𝑎

⇒ 𝜎𝑡đ = √𝜎2+ 3𝜏2 = √(100,23 )2+ 3(31,7)2 = 114,28 < [𝜎]

⇒ Thõa điều kiện bền tĩnh

3.1.5.2 Tính toán trên trục II

𝑀𝑡đ𝐵 = √𝑀𝑥2+ 𝑀𝑦2+ 0,75𝑀𝑧2

𝐾𝑦 = 1 là hệ số tăng bền bề mặt trục Tra bảng 10.9 (không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt trục

𝐾𝜎 = 1,76 và 𝐾𝜏 = 1,54 là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn Tra bảng 10.12 [1] khi dùng dao phay ngón

𝜀𝜎 = 0,81 và 𝜀𝜏 = 0,76 là hệ số kích thước để đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi Tra bảng 10.10 [1]

Theo (10.28) và (10.29) [1] ta có ứng suất sinh ra tại tiết diện nguy hiểm:

𝜎 = 𝑀𝑚𝑎𝑥 0,1𝑑 3 =531,95.103

0,1.45 3 = 58,4 𝑀𝑃𝑎

𝜏 = 𝑇𝑚𝑎𝑥 0,1𝑑 3=235,75.103

0,2.45 3 = 12,9 𝑀𝑃𝑎

⇒ 𝜎𝑡đ = √𝜎2+ 3𝜏2 = √(58,4)2+ 3(12,9)2 = 62,5 < [𝜎]

⇒ Thõa điều kiện bền tĩnh

3.1.5.3 Tính toán trên trục III

𝐾 𝜎𝑑𝑗 𝜎 𝑎𝑗 +𝜓 𝜎 𝜎 𝑚𝑗 (10.20)[1]

𝐾𝜏𝑑𝑗𝜏𝑎𝑗+𝜓 𝜏 𝜏𝑚𝑗 (10.21)[1]

Trong đó:

𝜎−1 = 0,436 𝜎𝑏 = 0,436.600 = 261,6 𝑀𝑃𝑎

𝜏−1 = 0,58 𝜎−1 = 0,58.261,6 = 151,728 𝑀𝑃𝑎 Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó:

𝐾𝜎 = 1,76 và 𝐾𝜏 = 1,54 là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn Tra bảng 10.12 [1] khi dùng dao phay ngón

𝜀𝜎 = 0,76 và 𝜀𝜏 = 0,73 là hệ số kích thước để đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi Tra bảng 10.10 [1]

Theo (10.28) và (10.29) [1] ta có ứng suất sinh ra tại tiết diện nguy hiểm:

𝜎 = 𝑀𝑚𝑎𝑥 0,1𝑑3 =921,624.103

0,1.653 = 33,56 𝑀𝑃𝑎

𝜏 = 𝑇𝑚𝑎𝑥 0,1𝑑3=945,74.103

𝑊 = 𝜋𝑑𝑖𝑗

3

32 −𝑏𝑡1 (𝑑33−𝑡 1 )2

2𝑑 𝑖𝑗

- Tra bảng 9.1a [1], ta chọn then như sau :

Bảng 3.1 Thông số then được chọn

Tiết diện Đường kính trục b x h t1 W (mm3) Wo (mm3)

Với các trục được gia công tiện, tại các tiết diện nguy hiểm cần đạt 𝑅𝑎 =

2,5 … 0,63 𝜇𝑚; tra bảng 10.8 [1], ta được hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt: 𝐾𝑥 = 1,06 (với 𝜎𝑏 = 600 𝑀𝑃𝑎)

Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt thì hệ số tăng bền Ky = 1

Theo bảng 10.12 [1], khi dùng dao phay ngón, với 𝜎𝑏 = 600 𝑀𝑃𝑎 thì hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then là: 𝐾𝜎 = 1,76, 𝐾𝜏 = 1,54 Theo tra bảng 10.10 [1] ta có các hệ số kích thước 𝜀𝜎, 𝜀𝜏 ứng với đường kính của tiết diện nguy hiểm đang xét, từ

đó tính ra tỉ số 𝐾𝜎

𝜀𝜎 và 𝐾𝜏

𝜀𝜏 tại rãnh then của tiết diện đó

- Theo bảng 10.11 [1], với 𝜎𝑏 = 600 𝑀𝑃𝑎 và đường kính tại tiết diện nguy hiểm ta tra được trị số của tỉ số 𝐾𝜎

Lắp căng

Rãnh then

Lắp căng

3.2.3 Tính kiểm nghiệm về độ bền của then

- Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép then về độ bền dập theo (9.1) [1] và độ bền cắt theo (9.2) [1] với 𝑙𝑡 = 1,35𝑑

𝑑𝑙𝑡(ℎ−𝑡1)≤ [𝜎𝑑]

𝜏𝑐 = 2𝑇

𝑑𝑙𝑡𝑏 ≤ [𝜏𝑐] Trong đó : [𝜎𝑑] là ứng suất dập cho phép

[𝜏𝑐] là ứng suất cắt cho phép

- Kết quả tính toán được:

Bảng 3.3 Kết quả tính toán kiểm ngiệm về độ bền của then

- Theo bảng 9.5 [1] với tải trọng tỉnh [𝜎𝑑] = 150 𝑀𝑃𝑎, [𝜏𝑐] = 60 … 90 𝑀𝑃𝑎 Vậy tất cả các mối ghép then đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt

3.3 Chọn ổ lăn cho trục vào hộp giảm tốc

- Với tải trọng nhỏ, chỉ có lực hướng tâm nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy cho cả hai gối

đỡ Với kết cấu và đường kính ngõng trục 𝑑 = 20 𝑚𝑚, chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung, tra bảng P2.8[1]