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

<i><b> GVHD:TS.Nguyễn Xuân Hạ SVTH: Phạm Thế Vỹ - 20185232</b></i>

<i> Đinh Thị Phương Thảo -20185134 </i>

<i>Đồ án chi tiết máy</i>

<i><b>---Đề tài : Thiết kế hệ dẫn động băng tải</b></i>

1.Lực kéo băng tải F = 2500(N) Đặc tính làm việc:va đập nhẹ 2.Vận tốc băng tải v =0.96(m/s)

3.Đường kính tang D = 250(mm) 4.Thời gian phục vụ lh=13000 (giờ) 5.Số ca làm việc soca=2 (ca)

6.Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài @=30 (độ)

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

 Hiệu suất bộ truyền đai <i><small>η</small></i>_đ = 0,96

 Hiệu suất bộ truyền bánh răng <i><small>η</small></i>_br = 0,98  Hiệu suất ổ lăn <i><small>η</small></i>_ôl = 0,995

 Hiệu suất khớp nối <i><small>η</small></i>_kn = 1  Hiệu suất ổ trượt <i><small>η</small></i>ot = 0,99

<i><small>η</small></i>= <i><small>η ot .η</small></i>_br. <i><small>η</small></i>_ôl².<i><small>η</small></i>_đ. <i><small>η</small></i>_kn= 0,99.0.98.0,995<small>2</small>.0,96.1= 0,92 1.3. Công suất cần thiết trên trục động cơ

P<small>yc</small>= <i>^Plv_η</i> = _0,92^2,4 = 2,61 kw

Trong đó : Plv-cơng suất trên trục cơng tác (kW)

 là hiệu suất của hệ dẫn động<small>.</small> 1..4 Số vịng quay trên trục cơng tác

Hệ băng tải

n<small>lv</small> =<i>^{60000. v}_{π . D}</i> =^60000.0,96<i>_{π .250}</i> = 73,34 v/ph 1.5. Chọn tỷ số truyền sơ bộ

Chọn sơ bộ

</div><span class="text_page_counter">Trang 3</span><div class="page_container" data-page="3">

 Tỷ số truyền của bộ truyền đai u<small>x</small> = 2

 Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ u<small>br</small>= 4,5

Pđc-công suất của động cơ theo bảng (xem [1]) Pyc-công suất yêu cầu của động cơ, xác định từ lực kéo và vận tốc yêu cầu của cơ cấu chấp hành (trục công tác) và hiệu suất hệ dẫn động.

nđb-số vòng quay đồng bộ của động cơ(3000,1500,1000..)

nsb-số vòng quay yêu cầu sơ bộ đối với động cơ,xác định từ số vịng quay của trục cơng tác và tỉ số truyền chung của hệ dẫn động.

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

<i>[1]: Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1 – Trịnh Chất</i>

Với <i><small>η 2</small></i>là hiệu suất tính từ trục 2 của hộp giảm tốc đến trục công

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

Số vòng quay trên trục 1 n<small>1 </small>= <i>^nđc_uđ</i> = ⁹⁵⁰_2,8 = 339,29 v/p

Số vòng quay trên trục 2 n<small>2 </small>= <i>_ubr^{n 1}</i> = ^339,29_4,63 <small>=73,28</small> v/p Số vòng quay trên trục công tác n<small>ct </small> = n<small>2 </small>= 73,28 v/p

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

Suy ra i=2,51<3 thỏa mãn

Từ giá trị l ta xác định lại khoảng cách trục a:

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

h) Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: Lực căng ban đầu:

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

* Kết quả: d<small>1</small> = 160 mm <small></small> = 4,5 mm F<small>r</small> = 634,52 N

l =3177,3 mm b = 40 mm

<b>---Phần 3: Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc</b>

Hộp giảm tốc 1 cấp : Truyền động bánh răng trụ răng nghiêng Thông số :

n1=339,29v/p n2=73,28v/p lh=13000h T1=69242Nmm

<b>1. Chọn vật liệu:</b>

Do khơng có u cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chọn vật liệu 2 cấp bánh răng là như nhau:

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

<small></small><i><small>H</small></i>⁰<small>lim1</small> = 560 MPa; <small></small><i><small>H</small></i>⁰<small>lim 2</small> = 530 MPa, <small></small><i><small>F</small></i>⁰<small>lim1</small> = 441 MPa; <small></small>⁰<i><small>F</small></i><small>lim 2</small> = 414 MPa.

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

Do <small></small><i><small>H</small></i>>[<small></small><i><small>H</small></i>]’ khơng q 4% nên thỏa mãn

Tính lại chiều rộng vành răng bw : bw= <small></small><i><small>ba</small></i>.aw.(<small>[ ]</small>^❑<i><small>’</small></i>^{¿ ¿}

=0,45.130.(_470,687^474,02 <small>¿ ¿</small>²=59,33 mm

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

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

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

Ys:hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất Yr=1:hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

K<small>xF</small> :hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

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

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

<small>max</small> = 67,41MPa< [<small></small><i><small>F</small></i><small>2</small>]<small>max</small> = 360 MPa.

f) Các thông số & kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: Khoảng cách trục: a<small>w</small> = 130mm

Chiều rộng vành răng: b<small>w</small> = 59,33mm

Góc nghiêng của răng: <small></small> = 13,7842<small>0</small>

Số răng của bánh răng: Z<small>1</small> = 18; Z<small>2</small> = 83

</div><span class="text_page_counter">Trang 21</span><div class="page_container" data-page="21">

Chọn khớp nối theo điều kiện:

Ứng suất xoắn cho phép: <i><small>τ =15 ÷30 MPa</small></i> Chọn <small>[</small><i><small>τ</small></i><small>]</small>= 28 MPa -T<small>t</small> là momen xoắn tính tốn T<small>t</small>=k.T

K là hệ số làm việc tra bảng ^16.1₅₈ [2] lấy k=1,3

• Kiểm nghiệm khớp nối

a. Kiểm nghiệm sức bền dập vòng đàn hồi

<i><small>σ</small>_d</i><small>=</small> <i><small>2. k T</small>_II</i>

<i><small>z . D</small>_o<small>. d</small>_c<small>. l</small></i>₃≤ [<i><small>σ</small>_d</i>]

Ứng suất dập cho phép vòng cao su [<i><small>σ</small>_d</i>] = (2 ÷ 4) Mpa. Chọn [<i><small>σ</small>_d</i>] = 4 (MPa)

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

Vật liệu làm trục chọn là thép 45 thường hóa .Tra bảng 6.1 về cơ tính của một số vật liệu, ta được: <i><small>σ</small>_b</i> = 600(MPa); [<i><small>τ</small></i>] = 15 .. 30 MPa.

<b>4.Tính sơ bộ đường kính trục theo momen xoắn</b>

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

F<small>r1</small> = F<small>r2</small> = <i>^{Ft 1. tanα}_cosβ</i> <small>=</small><i><small>2989,08. tan ⁡(20)</small></i>

<small>0,971</small> ^{=1120,2 N}

 Lực tác dụng lên trục I từ bộ truyền đai thang Fr=634,52N

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

<b>7. Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực</b>

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

Theo bảng (10.3_1/1) chọn :

k<small>1</small> = 8….15 là khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp (10)

k<small>2</small>= 5…..15 là khoảng từ mút ô đến thành trong của vỏ hộp (10) k<small>3</small>= 10…20 là khoảng cách từ mặt mút chi tiết đến nắp ổ (15)

Sử dụng các kí hiệu như sau

K: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i:số thứ tự của tiết diện trục ,trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

l<small>ki</small> :khoảng cách từ gối đỡ O đến tiết diện thứ I trên trục k l<small>mki</small>:chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ I trên trục k

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

l<small>cki</small>: khoảng cơng xơn trên trục thứ k tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ.

Khoảng công xôn: l<small>cki</small> = 0,5(l<small>mki</small> + b<small>0</small>) + k<small>3</small> + h<small>n</small>

Khoảng chìa trên trục 2 tính từ khớp nối đến gối đỡ:

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

- Tính chính xác đường kính trục : Theo cơng thức ^10.15,10.16₁₉₄ [1] ta có: Chia làm 4 tiết diện tính từ ổ lăn bên phải sang.

o Tại tiết diện 1:

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

o Tại tiết diện 2:

Căn cứ từ kết quả tính tốn chính xác đường kính trục:

Chọn then và kiểm nghiệm theo độ bền dập vào cắt

+Xác định mối ghép then cho trục 1 lắp bánh răng ,d<small>2</small>=28(mm),chọn

 Chiều sâu rãnh then trên trục t<small>1</small>=4 (mm)

</div><span class="text_page_counter">Trang 29</span><div class="page_container" data-page="29">

 Chiều sâu rãnh then trên lỗ t<small>2</small>= 2,8 (mm)

 Chiều dài then:l=(0,8÷0,9).l<small>m13</small>= 36÷40,5 (mm)

với dạng lắp cố định,vật liệu may ơ là thép làm việc êm,ta có ^[^<i><small>d</small></i>^] =100Mpa.

</div><span class="text_page_counter">Trang 30</span><div class="page_container" data-page="30">

 Chiều cao then : h= 7 mm

 Chiều sâu rãnh then trên tấm trục: t<small>1</small>=4 (mm)  Chiều dài then: l =(0,8÷0,9)l<small>m12</small>= 32÷36 (mm)

với dạng lắp cố định,vật liệu may ơ là thép làm việc êm,ta có ^[^<i><small>d</small></i>^] =100Mpa.

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

<b>10. 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 điều kiện:

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

trong đó : [<i><small>s</small></i>] - hệ số an tồn cho phép, thơng thường [<i><small>s</small></i>] = 1,5… 2,5 (khi cần tăng độ cứng [<i><small>s</small></i>] = 2,5… 3, như vậy có thể khơng cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)

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

,^^aj,^<i>^mj</i>,^<i>^mj</i>là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j,do quay trục một chiều:

với <small>W , W0</small><i><small>jj</small></i> là momen cản uốn và momen cả xoắn tại tiết diện j của trục.

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

trong đó : K<small>x</small> - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt,tra B^10.8₁₉₇ <small>[1]</small>:K<small>x</small>=1, 06 K<small>y</small> - hệ số tăng bề mặt trục,phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu. Ở đây ta không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó K<small>y</small> = 1.

<i><small>ε</small>_σ</i> và <i>^ε<small>τ</small></i> - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

<i><small>σ</small></i> và <i>^K<small>τ</small></i> - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất

<b>Kiểm nghiệm tại tiết diện bánh đai:</b>

Ta có:

{

^¿<i>^M<small>j</small></i><small>=</small><i><small>M</small></i>₂<small>=0</small>

<small>¿</small><i><small>T</small>_j</i><small>=</small><i><small>T</small>_I</i><small>=69242 Nmm</small>

<small>¿</small><i><small>d</small>_j</i><small>=24 mm</small>

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

Do M<small>2</small>=0 nên ta chỉ kiểm tra hệ số an tồn khi chỉ tính tính riêng ứng

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

Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dơi ra.Chọn kiểu lỗ.Tra bảng B10.11[1]

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

Do tiết diện này nằm ở bánh răng nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dơi ra.Chọn kiểu lỗ.Tra bẳng B10.11[1]

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

Vậy trục đảm bảo an tồn về độ bền mỏi.

<b>11. Chọn, kiểm nghiệm ổ lăn</b>

Tính toán kiểm nghiệm khả năng chịu tải của ổ lăn:

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

Theo cơng thức: <i><small>Cd</small></i> <small></small><i><small>Q L</small></i>^.<i>^m</i>

Trong đó:

Q- là tải trọng động quy ước kN

L- là tuổi thọ tính bằng triệu vịng quay

m- là bậc đường cong mỏi khi thử về ổ lăn.m=3 với ổ bi

k<small>t</small>:là hệ số ảnh hưởng đến nhiệt độ,ở đây chọn k<small>t </small>=1 do t<100<small>0</small>C k<small>đ</small>:là hệ số ảnh hưởng đến đặc tính tải trọng .Theo bảng B

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

Xác định lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra ở trên ổ lăn:

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

Q<small>t</small>=2,363(kN) < C<small>0</small>= 14,9(kN) thỏa mãn điều kiện bền

Vậy ổ thỏa mãn điều kiện bền khi chịu tải trọng động và tải trọng tĩnh

</div><span class="text_page_counter">Trang 42</span><div class="page_container" data-page="42">

- Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục ta có: d<i>^sb<small>II</small></i> = 35 (mm), vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa , có <small>b</small> ≥ 600 MPa, ; theo bảng 10. 5 - tr 195 - Tài liệu [1], ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu - Mô men uốn M<i>^S<small>x</small></i> = 0;

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

- Mô men tương đương trên mặt cắt S: M<i>^S<small>td</small></i> = √<small>0,75.3127732</small>

= 270869,36 (Nmm); , - Kích thước của trục tại mặt cắt S: d^S = <small>3</small>

√

^270869,36<small>0,1.63</small> = 35,03(mm)

- Do tại mặt cắt S có lắp khớp nối, cần có rãnh then nên kích thước của trục phải tăng thêm 4%, theo đó kích thước của trục tại mặt cắt S là:

- Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngõng trục tại K và Q

- Do mặt cắt tại P có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta tính được đường kính của trục tại mặt cắt P là:

<i><small>d</small>^P</i> = 36,49+ 0,04. 36,49= 37,94 (mm); ta chọn d<small>P</small> = 48 (mm )

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

Như vậy để đảm tính cơng nghệ khi chế tạo ta chọn lại các kích thước trục II như sau:

d<small>s</small> = 42(mm) ; d<small>K</small> = d<small>Q </small>= 45(mm); d<small>P</small> = 48 (mm ) Sơ đồ momen trục II

<b> 4.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi</b>

- Khi xác định đường kính trục ,ta chưa xét tới các ảnh hưởng về độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu trình ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt…. Vì vậy sau khi xác định được đường kính trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu.

- Kết cấu của 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 đây:

<i><small>s</small>_j</i><small>=</small> <i><small>s</small>_j<small>. s</small>_j</i>

Trong đó :

[s] - hệ số an toàn cho phép, [ s] =(2….4); lấy [s]=2

s<small>j</small> , s<small>j </small>- hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại mặt cắt j.

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

 <small>-1</small> = 0,436. <small>b</small> = 0,436. 600 = 261,6 MPa <small>-1</small> = 0,58. <small>-1</small> = 0,58. 261,6 = 151,73 MPa

<small></small> ,<small></small> - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình tới độ bền mỏi, theo bảng ^10.7₁₉₇ [1], với <small>b</small> = 600 MPa, ta có:

<small></small> = 0,05 ; <small></small> = 0

- Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: <small>mj </small>= 0 ; <small>aj</small> = <small>maxj</small> = <i>^M<small>j</small></i>

<i><small>W</small>_j</i>

- <small>a</small>, <small>a</small>, <small>m</small> là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt mà ta đang xét. Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do vậy:

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

K<small>x</small> - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia cơng và độ nhẵn bóng bề mặt. Theo B^10.8₁₉₇ <small>[1]:</small>K<small>x</small> = 1,06 , với <small>b</small> = 600 MPa, tiện đạt R<small>a</small> 2,5…0,63;

K<small>y</small> - hệ số tăng bề mặt trục. Ở đây ta không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó K<small>y</small> = 1.

<small></small> , <small> </small>- hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục làm bằng vật liệu thép các bon có đường kính d = 45 (mm),B^10.10₁₉₈ <small>[1]</small>ta có: <small></small> = 0,83, <small></small> = 0,77;

K<small></small> , K<small></small> - trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục, đối với trục có rãnh then và gia cơng bằng dao phay ngón. Theo B

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

Theo B^10.36₁₉₆ <small>[1]</small>, trục có 1 rãnh then. Với đường kính trục là d=48 mm, tra B<i>^{9.1 a}</i>₁₇₃[1], ta có các thơng số của then bằng: b = 14 (mm), t<small>1</small> =5,5

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

Theo B^10.6₁₉₆[1], trục có 1 rãnh then. Với đường kính trục là d = 42 mm, tra B<i>^{9.1 a}</i>₁₇₃[1], ta có các thơng số của then bằng: b = 12 (mm), t<small>1</small> =5 (mm),

Để tránh biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng trục do quá tải đột ngột, ta cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo công thức:

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

<i><small>σ</small>_tđ</i><small>=</small>√<i><small>σ</small></i><small>2+3 τ2</small>

Trong đó: <i><small>σ =</small>^M<small>max</small></i>

<i><small>0,1. d</small></i>³; <i><small>τ =</small>^T<small>max</small></i>

M<small>max</small> , T<small>max</small> - mô men uốn lớn nhất và mô men xoắn lớn nhất tại mặt cắt nguy hiểm lúc q tải. Theo biểu đồ mơ men, ta có: K<small>qt</small> = 2,2 ;

M<small>max</small> = M<small>u</small>. K<small>qt</small>

T<small>max </small>= T. K<small>qt</small>

[] = 0,8. <small>ch</small> , với thép 45 thường hóa có: <small>ch</small> = 340 MPa;

<i><b>Kiểm nghiệm cho trục II:</b></i>

Mặt cắt nguy hiểm của trục 2 là tại vị trí P, với:

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

<b>6. Tính chọn then</b>

Chọn then và kiểm nghiệm then cho trục II

+Xác định mối ghép then cho trục 2 lắp khớp nối ,d<small>S</small>= 42(mm) Tra B<i>^{9.1 a}</i>₁₇₃ <small>[1]:</small>

<i> Chiều rộng then:b=12(mm)</i>

Chiều cao then:h=8(mm).

Chiều sâu rãnh then trên trục t<small>1</small><i>=5 (mm)</i>

Chiều sâu rãnh then trên lỗ t<small>2</small><i>= 3,3 (mm)</i>

Chiều dài then l=(0,8...0,9)lm22=(0,8...0,9).57=45,6...51,3 Chọn l=51mm

+Kiểm nghiệm then:

Ứng suất dập: <i><small>σ</small>_d</i><small>=</small> <i><small>2.T</small>_II</i>

<i><small>d .l .</small></i><small>¿ ¿</small>

Với ^[<small></small><i><small>d</small></i>^] là ứng suất dập cho phép

Tra B₁₇₈^9.5[1] với dạng lắp cố định,vật liệu may ơ là thép làm việc va

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

+Xác định mối ghép then cho trục 2 lắp bánh răng: d<small>P</small>= 48 mm Chọn then bằng tra B<i>^{9.1 a}</i>₁₇₃[1]ta có:

<i>Chiều rộng then:b=14(mm)</i>

Chiều cao then:h=9(mm).

Chiều sâu rãnh then trên trục t<small>1</small><i>=5 ,5(mm)</i>

Chiều sâu rãnh then trên lỗ t<small>2</small><i>= 3,8 (mm)</i>

Chiều dài then:l=(0,8÷0,9).l<small>m23</small><i>(mm)Chọn l=46mm</i>

+Kiểm nghiệm then:

Ứng suất dập: <i><small>σ</small>_d</i><small>=</small> <i><small>2.T</small>_II</i>

<i><small>d .l .</small></i><small>¿ ¿</small>

Với ^[<small></small><i><small>d</small></i>^] là ứng suất dập cho phép

Tra B₁₇₈^9.5[1]với dạng lắp cố định,vật liệu may ơ là thép làm việc va

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

<b>7.Tính chọn ổ trục : Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn</b>

Vẽ lại sơ đồ lực

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

=> Chọn loại ổ lăn là ổ bi đỡ-chặn, góc tiếp xúc α=12<i><small>°</small></i>

Tra phụ lục ^2.12₂₆₃ <small>[1]</small>với d=45mm : chọn ổ bi đỡ - chặn , cỡ trung hẹp: Kí hiệu : 46309

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

7.2: Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

Khả năng tải động của ổ C<small>d</small> được xác định theo CT

F<small>a</small> và F<small>r</small> – tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục tác dụng lên ổ. V – hệ số kể đến vòng nào quay, V =1 (vòng trong quay)

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

k<small>t</small> – hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, k<small>t</small> = 1 khi nhiệt độ <small></small>

k<small>d</small> – hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, lấy k<small>d</small> = 1 (theo B

<small>11.3215</small> ^[^1] ) X ,Y – hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục.

- Xác định lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra ở trên ổ lăn:

F<small>a0(2)</small> = max (F<small>a0(2)</small> ,F<small>s0(2)</small> ) =843,115 (N) F<small>a1(2)</small> = max (F<small>a1(2)</small> , F<small>s1(2)</small> ) = 1576,425 (N)

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

Như vậy hai ổ lăn đảm bảo khả năng tải động.

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

</div>