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

<b>LỜI NÓI ĐẦU</b>

Thiết Kế Đồ Án Chi Tiết Máy là một mơn cơ bản của ngành cơ khí. Mơn học này khơng 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 quá 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 cơ trong bộ mơn 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 3</span><div class="page_container" data-page="3">

<b><small>MỤC LỤC</small></b>

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

<b>Lời nói đầu<small>2</small>CHƯƠNG I: TÍNH ĐỘNG HỌC</b>

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

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

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

</div><span class="text_page_counter">Trang 6</span><div class="page_container" data-page="6">

<b>CHƯƠNG I : TÍNH ĐỘNG HỌC</b>

THIẾT KẾ BĂNG TẢI Lực kéo băng tải F = 2100 (N)

 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 = 0,97  Hiệu suất ổ lăn <i><small>η</small></i>_ôl = 0,995

 Hiệu suất khớp nối <i><small>η</small></i>_kn = 1

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

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

u<small>sb</small> = u<small>đ</small> . u<small>br </small>= 2.4,5 = 9

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

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

n<small>sb</small> = n<small>lv </small>. u<small>sb</small> = 109,82.9 = 988,38 (v/p)

<b>1.7. Chọn động cơ </b>

n<small>dc</small> ~ n<small>sb</small> = 988,38 (v/p) P<small>dc</small><i><small>≥</small></i> P<small>yc </small> = 2,63 (kW)

Suy ra chọn động cơ : 4A100S4Y3

Công suất động cơ P= 3 (kW)

Số vòng quay trên trục động cơ n<small>dc</small>= 1420 (v/p)

Số vòng quay trên trục 1 n<small>1 </small>= <i>^nđc_uđ</i> = ¹⁴²⁰_3,15 = 450,79 (v/p) Số vòng quay trên trục 2 n<small>2 </small>= <i>_ubr^{n 1}</i> = ^450,79_4,1 <small>=109,95</small> (v/p) Số vịng quay trên trục cơng tác n<small>ct </small> = n<small>2 </small>= 109,95 (v/p)

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

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

Điều kiện làm việc :

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

Chọn tiết diện đai : A

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

<b> Tra bảng 4,13[1](trang 59) được giới hạn đường kính bánh đai nhỏ.</b>

Chọn d<small>1 </small>theo tiêu chuẩn cho trong bảng 4,21[1](trang 63) d<small>1</small>=180(mm) Kiểm tra về vận tốc đai

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

Chiều dài đai L

L = 2a<small>sb </small>+ <i>^{π (d 1+d 2)}</i>

<small>2</small> + ⁽<i>^{d 2−d 1)}</i>²

Chọn L theo tiêu chuẩn, L = 2240(mm/s)

Số vòng chạy của đai trong 1s là i = <i>^v_L</i> = ^13,38₂₂₄₀ = 5,97 (m/s) Kiểm tra i < i<small>max </small> = 10 (m/s)

P<small>1 </small>= 2,63(kW) công suất trên trục bánh chủ động

[P<small>o</small>] : công suất cho phép , Tra bảng 4,19[1] hoặc 4,20[1] theo tiết diện đai A, d<small>1 </small> = 180(mm) và v = 13,38(m/s), được :

[P<small>o</small>] = 3,08 (kW) L<small>o </small> = 1700 (mm)

C<small>α </small> : hệ số ảnh hưởng của góc ơm

Với α = 136,93<small>0</small> có C<small>α</small> = 1- 0,0025 . (180 – α) = 0,876 C<small>L </small> : hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai , Tra bảng 4,16[1] với <i>_Lo^L</i> <small>=1,31</small> được C<small>L</small> = 1,056

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

C<small>u </small> : hệ số ảnh hưởng của tỷ số truyền.

Tra bảng 4,17[1] vói u<small>t </small> = 3,17, được C<small>u </small>= 1,14

C<small>z</small> ; 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>^P</i>

<small>[</small><i><small>Po]</small></i> = ^2,63_3,08 = 0,85 , được C<small>z </small> = 1 Số đai : Z = <i>^PKd</i>

[<i><small>Po</small></i>]<i><small>.Cαα . CαL. Cαu. Cαz</small></i> = 0,89

Chọn Z = 1 (là số nguyên và lớn hơn giá trị vừa tính đc)

<b>5. Các thơng số cơ bản của bánh đai </b>

thay vào được B = 20

Đường kính ngồi của bánh đai

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

Lực căng ban đầu F<small>o </small> = <i>^{780. p 1. Kd}_{v .Cαα . Z}</i> + F<small>v </small>

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

Chọn bộ truyền tự động điều chỉnh lực căng thì F<small>v </small>= 0 (N) Do đó thay vào được F<small>o </small> = 192,52 (N)

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

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

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

Chọn sơ bộ : Z<small>R</small>Z<small>v</small>K<small>xH</small> =1 ; Y<small>R</small>Y<small>S</small>K<small>xF </small>= 1

 S<small>H</small> , S<small>F </small>: Hệ số an tồn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn. Tra bảng 6,2[1] (trang 94) được :

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

N<small>HE1 </small>> N<small>H01 </small>lấy N<small>HE1 </small>= N<small>H01 </small> do đó K<small>HL1 </small>= 1 N<small>FE1 </small>> N<small>F01 </small>lấy N<small>FE1 </small>= N<small>F01 </small> do đó K<small>FL1 </small>= 1 - Bánh bị động :

N<small>HE2 </small>> N<small>H02 </small>lấy N<small>HE2 </small>= N<small>H02 </small> do đó K<small>HL2 </small>= 1 N<small>FE2 </small>> N<small>F02 </small>lấy N<small>FE2 </small>= N<small>F02 </small> do đó K<small>FL2 </small>= 1 Thay số vào công thức được :

 K<small>a</small>: hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng, K<small>a</small>=43(MPa)  T<small>1</small>: momen xoắn trên trục chủ động , T<small>1 </small>= 53174,43(Nmm)  [σ<small>H</small>]<small>sb</small> : ứng suất tiếp xúc cho phép , [σ<small>H</small>]<small>sb</small> = 531,82(MPa)

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

 u : tỷ số truyền , u = 4,1

 ψ<small>ba</small>, ψ<small>bd </small>: hệ số chiều rộng vành răng, chọn ψ<small>ba </small>= 0,35

ψ<small>bd </small>= 0,5 ψ<small>ba </small>(u+1) = 0,89

 K<small>Hβ</small> : 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 ψ<small>bd </small>= 0,89 , sơ đồ bố trí là sơ

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

α<small>t</small> = a<small>tw</small> = arctan(<i>^{tan α}_cosβ</i>) = arctan(_cos13,12^tan20 ) = 20,49<small>o </small> ( α = 20<small>o</small> ) 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 xác định chính xác ứng suất cho phép.

K<small>xH</small> = 1 : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Y<small>R </small> = 1 : hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.

Y<small>S </small>; hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất, Y<small>s</small> = 1,08 - 0,0695ln(m) = 1,03 (với m = 2)

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

K<small>xF</small> =1 : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ

<b>6. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng6.1. Kiểm nghiệm vè độ bền tiếp xúc </b>

- K<small>Hβ</small> = 1,04 (đã tính ở mục 3) hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng

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

- K<small>Hα</small> = 1 : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp

K<small>Hv</small> : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

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

- K<small>Fβ</small> : 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 ψ<small>bd</small> = 0,89 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 ta được : K<small>Fβ</small> = 1,09.

- K<small>Fα</small> : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp, K<small>Fα</small> = 1 với răng thẳng.

- K<small>Fv</small> : 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 ; Răng nghiêng ; v = 1,07 (m/s).

Nội suy tuyến tính được K<small>Hv </small>= 1,04 Thay số được : K<small>F</small> = K<small>Fα</small>K<small>Fβ</small>K<small>Fv </small>= 1,13

Yɛ : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ; Y<small>ɛ</small> = <i>_ɛαα</i>¹ =_1,65¹ =0,61 Y<small>β</small> : hệ số kể đến độ nghiêng của răng ; Y<small>β</small> = 1 - ₁₄₀<i>^β</i>

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

Đường kính đỉnh răng : d<small>a1 </small> = d<small>1</small> + 2m = 49,2 ( với d<small>1 </small>= <i>^{m. Z 1}_cosβ</i> ) d<small>a2</small> = d<small>2 </small>+ 2m = 188,8 ( với d<small>2 </small>= <i>^{m. Z 2}_cosβ</i> ) Đường kính đáy răng : d<small>f1 </small>= d<small>1</small> - 2,5m = 40,2

d<small>f2 </small>= d<small>2</small> - 2,5m = 179,8

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

<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 = T</i><small>2</small> = 210195.54 Nmm

<i>- Đường kính trục động cơ : d</i><small>đc</small> = 28 mm

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

<i>- T</i><small>t </small><i> ≤ T</i><small>kn</small>^cf<i> & d</i><small>t </small><i> ≤ d</i><small>kn</small>^cf

- Trong đó :

<i>- d</i><small>t</small><i> - Đường kính trục cần nối : d</i><small>t </small><i> = d</i><small>2 </small> = 35 mm

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

<i>- k – hệ số làm việc, phụ thuộc vào loại máy . Tra bảng 16.1[2] (trang 58) talấy k = 1.4 </i>

<i>- T – mô men xoắn danh nghĩa trên trục : T = 210195.54 Nmm- Suy ra : T</i><small>t</small><i> = k*T = 1.4*210195.54 = 294273.756 Nmm</i>

<i>- Tra bảng 16.10a[2](trang68) với điều kiện : T</i><small>t </small><i> ≤ T</i><small>kn</small>^cf<i> & d</i><small>t </small><i> ≤ d</i><small>kn</small>^cf

- Thông số khớp nối như sau :

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

500 14 M10 20 62 34 15 28 1.5

<b>1.2. Kiểm nghiệm khớp nối</b>

Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện:

Điều kiện sức bền dập của vịng đàn hồi:

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

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

Mơ men xoắn lớn nhất có thể truyền được <i>T</i><small>kn</small>^cf 500 Nm Đường kính lớn nhất có thể của trục nối <i>d</i><small>kn</small>^cf 40 mm

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

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

 [<i><small>τ</small></i><small>¿</small>là ứng suất xoắn cho phép : [<i><small>τ</small></i><small>¿</small>=15…30 (MPa) 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 )

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

<i>- Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : h</i><small>n </small> = 25 - Chiều dài moayo :

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

<b>3.2. Vẽ biểu đồ momen</b>

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

<b>3.3. Tính momen tương đương </b>

<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>

<i>- chọn loại then hoa hình chữ nhật </i>

<i>- Tính tốn mối ghép then thỏa mãn điều kiện:</i>

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

- σ<small>d</small>, τ<small>t</small> là ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán

- <small>[</small><i><small>σ</small>_d</i><small>]</small> là ứng suất dập cho phép, MPa, tra bảng 9.5 với dạng thép cố định , vật liệu may ơ là thép làm việc va đập nhẹ: <small>[</small><i><small>σ</small>_d</i><small>]</small> = 100MPa

- <small>[</small><i><small>τ</small>_c</i><small>]</small> là ứng suất cắt cho phép, MPa ; với then bằng thép 45 chịu tải trọng

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

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

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

X = <i>^d<small>f 1</small></i><small>−</small><i><small>d</small></i>₃

<small>2</small> – t<small>2</small> = ^40,2−26₂ – 2,8 = 4,3 < 2,5.m = 5 Vậy tại vị trí này ta làm bánh răng liền trục. Xác định mối ghép then cho trục 1 lắp bánh đai: d<small>1 </small>= 22 mm

 Chiều cao then : h = 6 mm

 Chiều sâu rãnh then trên tấm trục: t<small>1 </small>= 3,5 (mm)  Chiều sâu rãnh then trên lỗ t<small>2 </small> = 2,8 (mm)

 Chiều dài then: l = (0,8÷0,9) l<small>m1 </small>= 0,85.42 =35,7 (mm)

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:

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

<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

𝜓<small>σ</small> và 𝜓<small>τ</small> – hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7 với σ<small>b</small> = 850 MPa có <small>σ </small>= 0,1, 𝜓<small>τ</small> = 0.05

Các trục của hộp giảm tốc, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng

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 hợp với lắp then

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

-Tại tiết diện lắp bánh răng (3)

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

Kích thước của then, trị số của momen cản uốn và momen cản xoắn ứng với các tiết diện trục như sau:

Tiết diện Đường

K<small>x</small> – hệ số tập trung ứng suất. Tra bảng 10.8 K<small>x</small> = 1,12

K<small>y</small> – hệ số tăng bền bề mặt trục. Ở đây không dùng phương pháp tăng bền bề mặt, K<small>y</small> = 1

ε<small>σ</small> và ε<small>τ</small> – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

K<small>σ</small> và K<small>τ</small> – 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

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

khi cắt bằng dao phay ngón, σ<small>b</small> = 850 MPa trục có rãnh then ⇒ K<small>σ </small>= 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 σ<small>b</small> = 850 (MPa) ta có:<i>^K<small>σ</small></i> +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:

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

o Ảnh hưởng của độ dôi:

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

<i><small>ε</small>_τ</i> ^{=1 , 92}

o Ảnh hưởng của rãnh then: Tra bảng 10.10[1] (trang 198) o σ<small>b</small> = 850 (MPa ) dao phay ngón nội suy ta có:

{

<i>^ε<small>σ</small></i><small>=0.92</small>

+ tiết diện tại vị trí bánh răng:

Tiết diện này có bề mặt trục lắp có độ dơi. Chọn kiểu lỗ k6, tra

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

<i> Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi.</i>

<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">

⇒ tra 2.12 trang 264 chọn loại ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp có thơng số

+ chọn cấp chính xác ổ lăn: 0, với độ đảo hướng tâm 20 µm

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

Khả năng tải động C<small>d</small> được tính theo cơng thức(trang214):

<i><small>Cα</small>_d</i><small>=</small><i><small>Q .m</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=60 n Lh.10</small></i>⁻⁶<small>=60. 450,79 .11500 . 10</small>⁻⁶<small>=311,05</small>

L<small>h</small> – tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, L<small>h</small> = (10…25)10<small>3</small> giờ chọn L<small>h</small> = 11500 giờ Q – tải trọng động quy ước, kN được xác định bằng cơng thức:

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

• Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ lăn là:

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

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

<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 :

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

Trường hợp 1: F<small>kn</small> ngược chiều F<small>t2</small>

Sơ đồ đặt lực trục 2

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

Trường hợp 1:

Biểu đồ momen trục 2

Trường hợp 2:

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

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

<b>4.5. Chọn và kiểm nghiệm then</b>

Tính tốn mối ghép then thỏa mãn điều kiện:

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

- σ<small>d</small>, τ<small>t</small> là ứng suất dập và ứng suất cắt tính tốn

- <small>[</small><i><small>σ</small>_d</i><small>]</small> là ứng suất dập cho phép, MPa, tra bảng 9.5 với dạng thép cố định , vật liệu may ơ là thép làm việc va đập nhẹ: <small>[</small><i><small>σ</small>_d</i><small>]</small> = 100MPa

- <small>[</small><i><small>τ</small>_c</i><small>]</small> là ứng suất cắt cho phép, MPa ; với then bằng thép 40x chịu tải trọng

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

a. Xác định mối ghép then cho trục II lắp bánh răng

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

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

b. Xác định mối ghép then cho trục 2 lắp nối trục đàn hồi - d: đường kính trục tại tiết diện lắp then. d = 32 mm - T: momen xoắn trên trục, Nmm

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

- Tại vị trí lắp bánh răng:

b = 10 (mm), h = 8 (mm), t<small>1</small> = 5 (mm),t2= 3,3 mm

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

- Chiều dài then:

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

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 riêng đến ứng suất tiếp tại tiết diện j:

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

<i><small>2W</small>_{0 j}</i>

Trong đó: W<small>j</small>, W<small>0j</small> là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục

<small>❑</small>_❑<i><small>,</small></i><small>❑</small>_❑- hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi tra bảng 10.7/T197 [1] với<small>b</small> = 850 Mpa.Tacó:

{

<small>❑</small>_❑<small>=0,1</small>

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 cho trong bảng 10.8/T197 [1] , với phương pháp gia công tiện, yêu cầu độ nhẵn R<small>a</small> = 2,5...0,63 m, <small>b</small> = 850MPa => lấy K<small>x</small> = 1,11 K<small>y</small> - 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 K<small>y</small> = 1

<small>❑</small>_❑<i><small>,</small></i><small>❑</small>_❑ - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

<i><small>K</small></i>_❑<i><small>, K</small></i>_❑ - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn <b> Kiểm nghiệm tại tiết diện bánh răng:</b>

{

<i>^M<small>br</small></i><small>=101969,74(N . mm)</small>

<i><small>T</small>_br</i><small>=210195,54 (N . mm)</small>

Ta có trục có 1 rãnh then:

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

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 <small>b</small> =

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

<b>Kiểm nghiệm tại tiết diện ổ lăn</b> Sự tập trung ứng suất tại ổ lăn là do lắp ghép có dộ dơi:

Xét đến ảnh hưởng của độ dôi, tra bảng 10.11/T198 [1], chọn kiểu lắp k6 với

M<small>max</small> và T<small>max</small> – momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải

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

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

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

<small>¿></small><i><small>Theo trang 215 .[1],ta chọn ổ bi đỡ−chặn với góc=12</small></i>

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

+ chọn cấp chính xác ổ lăn: 2, với độ đảo hướng tâm 2,5 µm

<b>1. 4.8.3 Kiểm tra khả năng tải động</b>

Khả năng tải động C<small>d</small> được tính theo cơng thức(trang214):

<i><small>Cα</small>_d</i><small>=</small><i><small>Q .m</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=60 n Lh.10</small></i>⁻⁶<small>=60. 109,95 .11500 .10</small>⁻⁶<small>=75,86</small>

</div>