<span class="text_page_counter">Trang 1</span><div class="page_container" data-page="1">

<b>BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY VÀ RÔ BỐT</b>

<b>ĐỒ ÁN MÔN HỌCCHI TIẾT MÁY</b>

<b>BĂNG TẢI</b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 2</span><div class="page_container" data-page="2">

Ký tên ………. Ký tên ……….

<b>Hà Nội, 5/2021</b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 4</span><div class="page_container" data-page="4">

những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn thực tế đối với các kiến thức đã được học, mà nó cịn là cơ sở rất quan trọng của các môn chuyên ngành sẽ được học sau này. Đề tài mà chúng em được giao là thiết kế hệ dẫn động bang tải gồm có bộ hộp giảm tốc bánh răng rụ răng nghiêng và bộ truyền đai. Trong q trình tính tốn và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc chúng em đã sử dụng và tra cứu một số những tài liệu sau :

- Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 và 2 của PGS.TS Trịnh Chất và TS Lê Văn Uyển.

Do là lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy, cùng với sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các mơn có liên quan song bài làm của sinh viên chúng em không thể tránh khỏi những sai sót. Kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các thầy cô trong bộ môn giúp cho những sinh viên như chúng em ngày càng tiến bộ trong học tập.

Cuối cùng chúng em xin chân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn, đặc biệt là thầy Vương Văn Thanh đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo tận tình để em có thể hồn thành tốt nhiệm vụ được giao.

Chúng em xin chân thành cảm ơn!

Mai Thị Lan

Nguyễn Huy Chương

</div><span class="text_page_counter">Trang 5</span><div class="page_container" data-page="5">

<b>MỤC LỤC</b>

<b>CHƯƠNG I: TÍNH ĐỘNG HỌC</b>

<b>CHƯƠNG II: TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG</b>

<b>6. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục</b> 10

<b>CHƯƠNG III: TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ </b>

<b>5. Xác định các thông số động học và ứng suất cho phép</b> 16

<b>7. Một số thông số khác của cặp bánh răng </b> 20

<b>8. Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng</b> 21

<b>CHƯƠNG IV: TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN ĐỐI VỚI TRỤC</b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 7</span><div class="page_container" data-page="7">

<b>CHƯƠNG I : TÍNH ĐỘNG HỌCSố liệu cho trước : </b>

<i><small>η</small></i><small>kn = 1 - hiệu suất khớp nối</small>

<i><small>η</small></i><small>ôl = 0,995 - hiệu suất 1 cặp ổ lăn</small>

<i><small>η</small></i><small>đ = 0,96 - hiệu suất bộ truyền đai</small>

</div><span class="text_page_counter">Trang 8</span><div class="page_container" data-page="8">

Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ ubr= 4,5 Tỷ số truyền sơ bộ: usb = uđ . ubr = 2.4,5 = 9

<b>1.6. Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ </b>

nsb = nlv . usb Trong đó:

<i><small>n</small>_sb</i><small> - Tốc độ quay sơ bộ mà động cơ cần có</small>

<i><small>u</small>_sb</i> - Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống

<i><small>u</small>_br</i>- tỉ số truyền của bộ truyền trong hộp giảm tốc

<i><small>u</small>_đ</i>= ^12,93_4,1 = 3,15

<b>3. Tính cơng suất trên trục 3.1. Công suất </b>

<i><small>η</small>_kn</i>

=

^2,42₁ = 2,42 (kW)

</div><span class="text_page_counter">Trang 9</span><div class="page_container" data-page="9">

Công suất trên trục I: <i><small>P</small></i>₁= <i>^P</i><small>2</small>

<i><small>P</small>_i</i>, <i><small>n</small>_i</i>, <i><small>T</small>_i</i> tương ứng là công suất, tốc độ quay và momen xoắn trên trục i Momen xoắn trên trục động cơ

</div><span class="text_page_counter">Trang 10</span><div class="page_container" data-page="10">

Momen xoắn T (Nmm) 17687.68 53174.43 210195.54 210195.54

</div><span class="text_page_counter">Trang 11</span><div class="page_container" data-page="11">

<b>CHƯƠNG II : TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG</b>

Điều kiện làm việc :

<b>1. Chọn loại đai và tiết diện đai </b>

tiết diện A

<b>2. Chọn đường kính hai bánh đai d<small>1 </small>và d<small>2</small></b>

Tra bảng 4,13[1](trang 59) được giới hạn đường kính bánh đai nhỏ. Chọn d1 theo tiêu chuẩn cho trong bảng 4,21[1](trang 63), d1=180 (mm) Kiểm tra về vận tốc đai

</div><span class="text_page_counter">Trang 12</span><div class="page_container" data-page="12">

= <i><small>2.560+π 180+560</small></i>₂ <small>+</small>(<small>560−180</small>)<small>2</small>

<small>4.560</small> ⁼^¿ 2346,85 mm Chọn L theo tiêu chuẩn, L = 2240(mm/s)

Số vòng chạy của đai trong 1(s) là:

P1 = 2,63 (kW) - công suất trên trục bánh chủ động

[Po] : công suất cho phép , Tra bảng 4,19[1] hoặc 4,20[1] theo tiết diện đai A,

Kd : hệ số tải trọng động, Tra bảng 4,7[1], được Kd = 1,1 Cα : hệ số ảnh hưởng của góc ơm

với α = 136,93<small>0</small> có Cα = 1- 0,0025 . (180 – α) = 0,876 CL : hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai , Tra bảng 4,16[1]

Cu : hệ số ảnh hưởng của tỷ số truyền.

Tra bảng 4,17[1] vói ut = 3,17, được Cu = 1,14

Cz ; hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai. Tra bảng 4,18[1] theo Z<small>’</small> = <i>_{[ Po]}^P</i>

=

^2,63_3,08 = 0,85 , được Cz = 1

</div><span class="text_page_counter">Trang 13</span><div class="page_container" data-page="13">

Tra bảng <i><small>B 4.21</small></i>

Chiều rộng bánh đai:

<i><small>B=</small></i>(<i><small>z−1</small></i>)<i><small>t +2e=</small></i>(<small>1−1</small>)<i><small>.15+2.10=20mm</small></i>

Đường kính ngồi của bánh đai:

<i><small>{d</small>_{a 1}<small>=d</small></i>₁<i><small>+2h</small></i>₀<i><small>=180+2.3,3=186,6 mmd</small>_{a 2}<small>=d</small></i>₂<i><small>+2h</small></i>₀<i><small>=560+2.3,3=566,6 mm</small></i>

Đường kính đáy của bánh đai:

<i><small>{d</small>_{f 1}<small>=d</small>_a1<small>−H=186,6−12,5=174,1 mmd</small>_{f 2}<small>=d</small>_{a 2}<small>−H=566,6−12,5=554,1mm</small></i>

<b>6. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục </b>

Chọn bộ truyền tự động điều chỉnh lực căng thì Fv = 0 (N)

Lực tác dụng lên trục bánh đai: Fr = 2. Fo . Z . sin(<i>^{α 1}</i>₂ ) = 358,16 (N)

<b>7. Tổng hợp thông số của bộ truyền đai </b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 14</span><div class="page_container" data-page="14">

Lực tác dụng lên trục Fr 358.16 N

</div><span class="text_page_counter">Trang 15</span><div class="page_container" data-page="15">

<b>CHƯƠNG III : TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀNBÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG</b>

Thông số yêu cầu :

</div><span class="text_page_counter">Trang 16</span><div class="page_container" data-page="16">

<i><small>⟹{N</small>_HE1<small>=N</small>_FE1<small>=60.c.n</small></i>₁<i><small>.L</small>_h</i><small>=60.1.450,79 .11500=311.10</small>⁶<i><small>N</small>_HE2<small>=N</small>_FE2<small>=60.c .n</small></i>₂<i><small>. L</small>_h<small>=60.c.</small>ⁿ_u</i>¹<i><small>. L</small>_h<small>=60.1 . 450,79</small></i>_4,1 <small>.11500=75,86.10</small>⁶

Ta thấy

<i><small>N</small>_HE1<small>>N</small>_{H 01}<small>⟹ lấy N</small>_HE1<small>=N</small>_{H 01}<small>⟹ K</small>_HL1</i><small>=1</small>

<i><small>N</small>_HE2<small>>N</small>_{H 02}<small>⟹ lấy N</small>_HE2<small>=N</small>_H02<small>⟹K</small>_HL2</i><small>=1</small>

Ứng suất cho phép khi quá tải :

<small>{</small>

[

<i><small>σ</small>_H</i>

]

<i><small>max=2,8.(σ</small>_ch1<small>,σ</small>_ch2<small>)=2,8.700=1960 MPa</small></i>

[

<i><small>σ</small>_F1</i>

]

<i><small>max=0,8. σ</small>_ch1<small>=0,8.700=560 MPa</small></i>

[

<i><small>σ</small>_F1</i>

]

<i><small>max=0,8. σ</small>_ch2<small>=0,8.550=440 MPa</small></i>

</div><span class="text_page_counter">Trang 17</span><div class="page_container" data-page="17">

Ka: hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng, Ka = 43 (MPa) T1: momen xoắn trên trục chủ động, T1 = 53174,43 (Nmm) [σH]sb : ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH]sb = 531,82 (MPa) u : tỷ số truyền, u = 4,1

ψba, ψbd : hệ số chiều rộng vành răng, chọn ψba = 0,35, ψbd = 0,5 ψba (u+1) = 0,89

KHβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6,7[1](trang 98) với ψbd = 0,89, sơ đồ bố trí là sơ đồ và HB<350, được: KHβ =

</div><span class="text_page_counter">Trang 18</span><div class="page_container" data-page="18">

<b>d. Xác định góc ăn khớp α<small>tw</small></b>

αt = atw = arctan<i>^tanα_cosβ</i> = arctan_cos13,12^tan20 =<small>20,49</small>⁰ ( α = <small>20</small>⁰ ) Góc nghiêng của răng trên hình trục cơ sở : Ứng suất cho phép tính ở mục 2 chỉ là ứng suất cho phép sơ bộ.

Sau khi xác định được vật liệu, các kích thước và thơng số động học của bánh răng, cần phải

KxH = 1 : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. YR = 1 : hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. YS ; hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất,

</div><span class="text_page_counter">Trang 19</span><div class="page_container" data-page="19">

Bánh bị động : [σF2] = [σF2]sb YRYSKxF = 264,75 MPa

<b>6. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh rănga. Kiểm nghiệm vè độ bền tiếp xúc </b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 20</span><div class="page_container" data-page="20">

KFβ : hế số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng. Tra bảng 6,7[1](trang 98) với ψbd = 0,89 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 ta được :

KFβ = 1,09.

KFα : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp, KFα = 1 với răng thẳng.

KFv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Tra phụ lục 2,3[1](trang 250) với CCX = 9 ; HB < 350 ;

Thay số được : KF = KFαKFβKFv = 1,13

<i><small>Y</small>_ε</i> : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : <i><small>Y</small>_ε</i> = <i>_ε</i>¹

<small>= 1</small>_1,70 = 0,59

Yβ : hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Yβ =

1 -

₁₄₀<i>^β</i>

=1 -

^13,12₁₄₀ = 0,91

YF1 và YF2 : hệ số dạng răng. Phụ thuộc số răng tương đương Zv1 và Zv2

</div><span class="text_page_counter">Trang 22</span><div class="page_container" data-page="22">

<b>8. Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng </b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 23</span><div class="page_container" data-page="23">

<b>CHƯƠNG IV : TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN ĐỐI VỚI TRỤC1 Khớp nối:</b>

<b>1.1. Chọn khớp nối</b>

Thông số đầu vào :

<i>- Mô men cần truyền : T = T2 = 210195.54 Nmm- Đường kính trục động cơ : dđc = 28 mm </i>

- Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục : - Ta chọn khớp nối theo điều kiện :

<i> Tt ≤ Tkn</i><small>cf </small><i> & dt ≤ dkn</i><small>cf </small> - Trong đó :

<i>d</i><small>t - Đường kính trục cần nối : dt = d2 = 35 mm </small>

<i>T</i><small>t - Mô men xoắn tính tốn : </small>

<i>k – hệ số làm việc, phụ thuộc vào loại máy . Tra bảng 16.1[2] (trang 58) ta lấy k = 1.4 T – mô men xoắn danh nghĩa trên trục : T = 210195.54 Nmm</i>

<i>- Tra bảng 16.10a[2](trang68) với điều kiện : Tt ≤ <small>Tkn</small>^cf</i><small> </small><i> & dt ≤ <small>dkn</small>^cf</i>

- Thông số khớp nối như sau :

<b>1.2. Kiểm nghiệm khớp nối</b>

Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện:

Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

<i><small>σ</small>_d</i><small>=</small><i>_{Z . D}^{2.k T}</i>

<i><small>o.d</small>_c<small>. l</small></i>₃≤ [<i><small>σ</small>_d</i>]

</div><span class="text_page_counter">Trang 24</span><div class="page_container" data-page="24">

<b>1.4. Các thông số cơ bản của nối trục vịng đàn hồi </b>

<b>2. Tính sơ bộ trục:2.1. Chọn vật liệu trục:</b>

Chọn vật liệu chế tạo trục : Thép 40X tôi cải thiện

</div><span class="text_page_counter">Trang 25</span><div class="page_container" data-page="25">

Thông số vật liệu chế tạo trục :

Lấy

[

<i><small>τ</small></i>₁

]

= 15 MPa,

[

<i><small>τ</small></i>₂

]

= 28 MPa

<b>2.3. Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục</b>

Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng : ( bánh răng nghiêng ) Fry = Frd.cos60 = 358,16.cos60 = 179,08 N

<b>2.4. Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực</b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 26</span><div class="page_container" data-page="26">

<i>- Các khe hở k1 = k2 = 10 ; k3 = 5 </i>

<i>- Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : hn = 25</i>

- Chiều dài moayo :

</div><span class="text_page_counter">Trang 27</span><div class="page_container" data-page="27">

Sơ đồ đặt lực chung

</div><span class="text_page_counter">Trang 28</span><div class="page_container" data-page="28">

Giới hạn chảy: σch1 = 700 (MPa)

Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng : ( bánh răng nghiêng )

</div><span class="text_page_counter">Trang 31</span><div class="page_container" data-page="31">

<b>3.3. Tính momen tương đương </b>

<i><small>M</small>_tdj</i><small>=</small>

√

<i><small>M</small></i><small>2</small><i>_x<small>+M</small></i><small>2</small><i>_y<small>+0,75 T</small></i><small>2</small><i>_j</i>

<b>3.4. Tính đường kính các đoạn trục tương ứng </b>

Đường kính d = 30mm ⇒ tra bảng 10.5 : [σ] = 70MPa

<b>3.5. Chọn và kiểm nghiệm then trục 1</b>

Tính tốn mối ghép then thỏa mãn điều kiện:

σd, τt là ứng suất dập và ứng suất cắt tính tốn

</div><span class="text_page_counter">Trang 32</span><div class="page_container" data-page="32">

<i><small>[τ</small>_c</i><small>]</small> = 40…60 MPa. <i><small>[τ</small>_c</i><small>]</small> = 50MPa

d: đường kính trục tại tiết diện lắp then. d = 26 mm T: momen xoắn trên trục, Nmm

<i>l</i><small>t, b, h, t: kích thước then bằng, mm tra bảng 9.1</small> Vậy tại vị trí này ta làm bánh răng liền trục.

Xác định mối ghép then cho trục 1 lắp bánh đai: d1 = 22 mm

Chiều rộng then: b = 6 mm Chiều cao then : h = 6 mm

Chiều sâu rãnh then trên tấm trục: t1 = 3,5 (mm) Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2 = 2,8 (mm)

Chiều dài then: l = (0,8÷0,9) lmc1 = 0,85.60 = 51 (mm) Chọn l = 50 (mm)

+ Kiểm nghiệm then: Ứng suất dập:

</div><span class="text_page_counter">Trang 33</span><div class="page_container" data-page="33">

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.

<b>3.7. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi</b>

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

<i><small>s</small>_σj</i> và <i><small>s</small>_τj</i> – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j

<i><small>{s</small>_σj</i><small>=</small> <i>^σ</i><small>−1</small>

<i><small>Kσdjσaj+ψσσmjs</small>_τj</i><small>=</small> <i>^τ</i><small>−1</small>

<i><small>Kτdjτaj+ψττmj</small></i>

</div><span class="text_page_counter">Trang 34</span><div class="page_container" data-page="34">

với Wj và Woj là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục xác định theo bảng 10.6.

Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ phân bố momen, có thể thấy các tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm cần kiểm nghiệm về độ bền mỏi: tiết diện (1), tiết diện (2), tiết diện (3)

Chọn lắp ghép: các ổ lăn lắp trên trục theo r6, lắp bánh răng, bánh đai theo k6 kết

</div><span class="text_page_counter">Trang 35</span><div class="page_container" data-page="35">

Kx – hệ số tập trung ứng suất. Tra bảng 10.8 Kx = 1,12

Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục. Ở đây không dùng phương pháp tăng bền bề mặt, Ky = 1

εσ và ετ – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

Kσ và Kτ – hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất.

Tra bảng 10.12 khi cắt bằng dao phay ngón, σb = 850 MPa trục có rãnh then ⇒ Kσ = 2,10 ; Kτ =1,9

+ Tiết diện tại vị trí ổn lăn: Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dơi ra. Chọn kiểu lỗ k6, tra bảng 10.11[1] (trang 198) với σb = 850 (MPa)

+ Tiết diện tại vị trí tại bánh đai: Ta thấy sự tập trung ứng suất tại trục lắp bánh đai là do rãnh then và do lắp ghép có độ dơi. Tra bảng 10.11[1] (trang 198), ta được:

Ảnh hưởng của độ dôi:

</div><span class="text_page_counter">Trang 36</span><div class="page_container" data-page="36">

<i><small>ε</small>_σ</i> ^=2,54 <i><small>K</small>_τ</i>

<i><small>ε</small>_τ^{=1 ,92}</i>

Ảnh hưởng của rãnh then: Tra bảng 10.10[1] (trang 198)

+ Tiết diện tại vị trí bánh răng:

Tiết diện này có bề mặt trục lắp có độ dơi. Chọn kiểu lỗ k6, tra bảng 10.11[1] (trang 198), ta

</div><span class="text_page_counter">Trang 37</span><div class="page_container" data-page="37">

Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi.

<b>3.8. Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn</b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 38</span><div class="page_container" data-page="38">

<b>3.9. Kiểm tra khả năng tải động</b>

Khả năng tải động Cd được tính theo cơng thức(trang214):

<i><small>C</small>_d<small>=Q .m</small></i>

√

<i><small>L</small></i>

Trong đó:

m – là bậc của đường cong mỏi, với ổ bi m = 3 L – tuổi thọ tính bằng triệu vịng quay,

<i><small>L=60n Lh.10</small></i>⁻⁶<i><small>=60.450,79 .11500.10</small></i>⁻⁶<small>=311,05</small>

Q – tải trọng động quy ước, kN được xác định bằng công thức:

</div><span class="text_page_counter">Trang 39</span><div class="page_container" data-page="39">

⇒ hai ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động

<b>3.10. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ</b>

Tra bảng 11.6 cho ổ bi đỡ chặn 1 dãy, góc α = 12° ta được:

</div><span class="text_page_counter">Trang 40</span><div class="page_container" data-page="40">

<b>4. Tính tốn thiết kế cụm trục II</b>

Chọn vật liệu chế tạo trục : Thép 40X tôi cải thiện Thông số vật liệu chế tạo trục :

</div><span class="text_page_counter">Trang 41</span><div class="page_container" data-page="41">

<b>4.1. Tính phản lực tại các gối đỡ cho trục II</b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 43</span><div class="page_container" data-page="43">

<b>4.2. Vẽ biểu đồ mô men</b>

Sơ đồ lực, biểu đồ momen và kết cấu trục 2

</div><span class="text_page_counter">Trang 44</span><div class="page_container" data-page="44">

<i>Trường hợp 2: F</i><small>kn cùng chiều Ft2</small>

Sơ đồ lực, biểu đồ momen và kết cấu trục 2

</div><span class="text_page_counter">Trang 45</span><div class="page_container" data-page="45">

<b>4.3. Tính mơ men tương đương</b>

Nhận thấy momen tương đương tại tiết diện lắp bánh răng của trường hợp 1 lớn hơn trường hợp 2 nên ta sẽ lấy các số liệu của trường hợp 1 để tính tốn đường kính các đoạn

</div><span class="text_page_counter">Trang 46</span><div class="page_container" data-page="46">

<b>4.5. Chọn và kiểm nghiệm then</b>

Tính tốn mối ghép then thỏa mãn điều kiện:

σd, τt là ứng suất dập và ứng suất cắt tính tốn

<i><small>[τ</small>_c</i><small>]</small> =40…60MPa. <i><small>[τ</small>_c</i><small>]</small> = 50MPa

<b>a. Xác định mối ghép then cho trục II lắp bánh răng</b>

d: đường kính trục tại tiết diện lắp then. d = 36 mm T: momen xoắn trên trục, Nmm

<i>l</i><small>t, b, h, t: kích thước then bằng, mm tra bảng 9.1</small>

<b>b. Xác định mối ghép then cho trục 2 lắp nối trục đàn hồi</b>

d: đường kính trục tại tiết diện lắp then. d = 32 mm T: momen xoắn trên trục, Nmm

<i>l</i><small>t, b, h, t: kích thước then bằng, mm tra bảng 9.1</small>

</div><span class="text_page_counter">Trang 47</span><div class="page_container" data-page="47">

<i>Kiểm nghiệm then:</i>

<i>d.l_t.(h−t</i>₁)^{= 2.210195,54}<i>32.60.(8−5)^{=72,98 MPa<}</i>[❑<i>_d</i>]<i>=100 MPa</i>

❑<i>_c</i>= <i>^2T</i><small>2</small>

<i>d .l_t.b</i>^=2.210195,5432.60.10 <i>^{=21,90 MPa<}</i>

[

<i>τ_c</i>

]

Vậy mối ghép then ở tất cả các vị trí đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.

<b>4.6. Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi</b>

Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn

sj và sj - hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp tại tiết diện j:

Wj, W0j là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục Với trục có tiết diện tròn:

</div><span class="text_page_counter">Trang 48</span><div class="page_container" data-page="48">

❑<small>❑</small><i>,</i>❑<small>❑</small>- hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi tra

<i><small>K</small>_dj<small>,K</small>_dj</i> - hệ số xác định theo công thức sau :

Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt cho trong bảng 10.8/T197 [1] , với phương pháp gia công tiện, yêu cầu độ nhẵn Ra = 2,5...0,63 μm, σb = 850MPa => lấy Kx = 1,11.

Ky - hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9/T197[1], phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu. Ở đây ta khơng dùng các phương pháp tăng bền bề mặt nên Ky = 1.

Sự tập trung ứng suất tại bánh răng trục 2 là do rãnh then và lắp ghép có dộ dơi: Xét đến ảnh hưởng của độ dôi, tra bảng 10.11/T198 [1], chọn kiểu lắp k6 với σb = 850 MPa, ta có:

{

<i><small>K</small></i><small>❑/❑❑=2,54</small>

Xét đến ảnh hưởng của rãnh then, tra bảng 10.12/T199 [1], với trục phay bằng dao phay ngón:

</div><span class="text_page_counter">Trang 49</span><div class="page_container" data-page="49">

Tra bảng 10.10/T198 [1], với dol = 35 mm =>  = 0,75 ;  = 0,8 Sự tập trung ứng suất tại ổ lăn là do lắp ghép có dộ dơi:

Xét đến ảnh hưởng của độ dơi, tra bảng 10.11/T198 [1], chọn kiểu lắp k6 với b = 850 MPa, ta có:

{

<i><small>K</small></i><small>❑/❑❑=2,54</small>

<i><small>K</small></i><small>❑/❑❑=1,92</small>

</div><span class="text_page_counter">Trang 50</span><div class="page_container" data-page="50">

ch – giới hạn chảy của vật liệu trục  Xét tại tiết diện lắp ổ lăn 3:

</div><span class="text_page_counter">Trang 51</span><div class="page_container" data-page="51">

<i><small>⇒Theo trang 215 .[1],ta chọnổ bi đỡ−chặn với góc=26</small></i>

⇒tra 2.12 trang 263 chọn loại ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp có thơng số

</div><span class="text_page_counter">Trang 52</span><div class="page_container" data-page="52">

Kiểm tra khả năng tải động

Khả năng tải động Cd được tính theo cơng thức(trang214):

<i><small>C</small>_d<small>=Q .m</small></i>

√

<i><small>L</small></i>

Trong đó:

m – là bậc của đường cong mỏi, với ổ bi m = 3 L – tuổi thọ tính bằng triệu vịng quay,

<i><small>L=60n Lh.10</small></i><small>−6</small><i><small>=60.109,95 .11500.10</small></i><small>−6=75,86</small>

Lh – tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, Lh = 11500 giờ

Q – tải trọng động quy ước, kN được xác định bằng công thức:

<i><small>Q=(XV Fr+Y Fa)ktkd</small></i>

V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay V = 1 kt – hệ số ảnh hưởng đến nhiệt độ kt = 1(t<100 độ C)

kd – hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Theo bảng 11.3 trang 215, ta chọn X, Y – hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng hướng trục.

Tìm hệ số X,Y (tra bảng 11.4/T216 [1]) cho ổ lăn (3) và (4): Ta có:

<i><small>V . Fr3</small></i><small>= 1658,96</small>

<small>1.2439,65</small><i>^=0,68=e</i> => chọn X= 1; Y= 0

</div><span class="text_page_counter">Trang 53</span><div class="page_container" data-page="53">

Vậy cả hai ổ lăn đều thỏa mãn khả năng tải động.

<b>4.8.4. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn</b>

Tra bảng 11.6/T221[1] cho ổ bi đỡ - chặn 1 dãy (=26° )ta được:

{

<i><small>X</small></i>₀<small>=0,5</small>

<i><small>Y</small></i>₀<i><small>=0,37</small></i> với X0, Y0 – hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục. Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:

</div><span class="text_page_counter">Trang 54</span><div class="page_container" data-page="54">

<b>CHƯƠNG V : TÍNH THIẾT KẾ KẾT CẤU</b>

<b>3.11. Vỏ hộp</b>

Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ.Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu là GX15-32.

Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục.

Bảng 6.1 Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc :

Chiều dày: Thân hộp, δ

</div><span class="text_page_counter">Trang 55</span><div class="page_container" data-page="55">

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa mặt bên của các bánh răng với nhau

</div><span class="text_page_counter">Trang 56</span><div class="page_container" data-page="56">

Tên chi tiết: Chốt định vị.

Chức năng: nhờ có chốt định vị, khi xiết bu lơng khơng làm biến dạng vịng ngồi của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân) do đó loại trừ được các nguyên nhân làm

</div>