1. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 1 https://eng.vn/ CÔNG TRÌNH ĐƯỢC HOÀN THÀNH TẠI TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM Cán bộ hướng dẫn 1 :………………………………………………………………………. ( Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký ) Cán bộ hướng dẫn 2 :………………………………………………………………………. ( Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký ) Cán bộ hướng dẫn 3 :………………………………………………………………………. ( Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký ) Cán bộ chấm nhận xét 1 :…………………………………………………………………... ( Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký ) Cán bộ chấm nhận xét 2 :…………………………………………………………………... ( Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký ) Cán bộ chấm nhận xét 3 :…………………………………………………………………... ( Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký ) Thực tập tốt nghiệp được bảo vệ tại : HỘI ĐỒNG CHẤM BẢO VỆ THỰC TẬP TỐT NGHIỆP TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP. HỒ CHÍ MINH Ngày . . . . . tháng . . . . năm . . . . .
2. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 2 https://eng.vn/ LỜI NÓI ĐẦU Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất. Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu. Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ hình chiếu với công cụ AutoCad, Inventor điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí. Em xin chân thành cảm ơn thầy Phan Hoàng Phụng, các thầy cô các và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án. Với kiến thức còn hạn hẹp ,do đó thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn. Sinh viên thực hiện Nguyễn Minh Hùng
3. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 3 https://eng.vn/ NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………..
4. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 4 https://eng.vn/ MỤC LỤC CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.....................................................................................5 1.1.Chọn động cơ :.................................................................................................5 1.2.Xác định tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống : ...................................................8 CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN... 12 2.1. Tính toán thiết kế bộ truyền đai : ..................................................................12 2.2. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn : ................................................17 2.3. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng : ...........................34 CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ TRỤC ............................................... 48 3.1. Chọn vật liệu : ...............................................................................................48 3.2. Tính thiết kế trục I :.......................................................................................49 3.3. Tính thiết kế trục II : .....................................................................................61 3.4. Tính thiết kế trục III :....................................................................................73 CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN Ổ LĂN VÀ THEN ........................ 83 4.1. Tính toán ổ lăn cho trục I..............................................................................83 4.2. Tính toán ổ lăn cho trục II.............................................................................87 4.3. Tính toán ổ lăn cho trục III. ..........................................................................91 4.4. Tính toán then : .............................................................................................94 4.5. Lắp ghép và dung sai : ..................................................................................97 CHƯƠNG 5: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC.............................................................................100 5.1. Các kích thước cơ bản của bộ hộp giảm tốc ...............................................100 5.2. Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp :................................................................106
5. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 5 https://eng.vn/ CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1.1. Chọn động cơ Số liệu thiết kế • Công suất trên trục công tác P = 23,5 kW • Số vòng quay trên trục công tác n = 123 (vg/ph) • Thời gian phục vụ L = 16000 giờ • Chế độ làm việc 3 ca Hình 1.1. Hệ dẫn động hộp giảm tốc Hình 1.2.Sơ đồ tải trọng Chú thích 1. Bộ truyền đai. 2. Động cơ. 3. Trục I. 1.1.1. Công suất trên trục động cơ Công suất trên động cơ điện được xác định theo công thức 2.8 trang 19 [1]: 4. Trục II. 5. Trục III. 6. Khớp nối.
6. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 6 https://eng.vn/ 𝑃𝑐𝑡 = 𝑃𝑡 ɳ Trong đó: + 𝑃𝑐𝑡 là công suất cần thiết trên trục động cơ. + 𝑃𝑡 là công suất tính toán trên trục máy công tác. + ɳ là hiệu suất truyền động. Vì tải trọng thay đổi theo bậc nên: Theo như sơ đồ phân bố tải trong ta có (công thức 2.12 trang 20 [1]): 𝑃𝑡 = 𝑃𝑡𝑑 = √(𝑃 1 2 . 𝑡1 + 𝑃2 2 . 𝑡2 + 𝑃3 2 . 𝑡3)/(𝑡1 + 𝑡2 + 𝑡3) = 𝑃1. √∑( 𝑃𝑖 𝑃1 )2. 𝑡𝑖/ ∑ 𝑡𝑖 = 23,5. √ (1.0,1 + 0,82. 0,4 + 0,62. 0,5). 𝑡 (0,1 + 0,4 + 0,5). 𝑡 = 17,2 𝑘𝑊 1.1.2. Hiệu suất chung Dựa vào công thức 2.9 trang 19 [1], ta có: ɳ = ɳđ. ɳ𝑏𝑟𝑐. ɳ𝑏𝑟𝑡. ɳ𝑜𝑙 3 . ɳ𝑘 Với (bảng 2.3 trang 19 [1]): + ɳđ = 0,95 Hiệu suất bộ truyền đai. + ɳ𝑏𝑟𝑐 = 0,95 Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn. + ɳ𝑏𝑟𝑡 = 0,96 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ. + ɳ𝑜𝑙 = 0,99 Hiệu suất của một cặp ổ lăn. + ɳ𝑘 ≈ 0,99 Hiệu suất khớp nối. ɳ = 0,95.0,95.0,96.0,993 . 0,99 = 0,83
7. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 7 https://eng.vn/ 𝑃𝑐𝑡 = 17,2 0,83 = 20,7 𝑘𝑊 Chọn tỉ số truyền sơ bộ (công thức 2.15,bảng 2.4 trang 21 [1]): ut= uđ.uh =3.10 = 30 Trong đó: + uh: tỉ số truyền hộp giảm tốc côn - trụ 2 cấp. + uđ: tỉ số truyền bộ truyền đai thang. 1.1.3. Số vòng quay của động cơ nsb =nlv.ut =123.30 =3690 (vòng /phút) Trong đó: + nsb: số vòng quay sơ bộ. + nlv: số vòng quay trên trục công tác. + ut: tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động. Động cơ được chọn phải thõa mãn (công thức 2.19 trang 22 [1]): Đồng thời có moment mở máy thỏa mãn điều kiện (công thức 2.19 trang 22 [1]): 𝑇𝑚𝑚 𝑇 ≤ 𝑇𝑘 𝑇𝑑𝑛 ↔ 1 < 2,2. 1.1.4. Chọn được động cơ (bảng P1.3 trang 236 [1]) 4A180M2Y3. Ta có Pđc = 30Kw, nđc = 2943 (vòng /phút), nđb = 3000 (vòng /phút). sb đb ct đc n n P P
8. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 8 https://eng.vn/ 1.2. Xác định tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống Theo công thức 3.23 trang 48, ta có công thức: 𝑢ℎ𝑡 = 𝑛𝑑𝑐 𝑛𝑙𝑣 = 2943 123 = 23,9 Với : + nđc: Số vòng quay của động cơ đã chọn. + nđc: Số vòng quay của trục công tác. 1.2.1. Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền Theo công thức 3.24 trang 49: 𝑢ℎ𝑡 = 𝑢ℎ. 𝑢𝑛𝑔 Với : + uh: Tỉ số truyền trong HGT. + ung: Tỉ số truyền ngoài HGT. Theo tiêu chuẩn trang 49, ta có: ung = uđai = 3,15 𝑢ℎ = 𝑢1. 𝑢2 = 𝑢ℎ𝑡 𝑢𝑛𝑔 = 23,9 3,15 = 7, Với: + u1: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn. + u2: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ. Ta phân phối tỉ số truyền theo điều kiện bôi trơn ngâm dầu: ( ) 01 02 2 . . 1 . . 25 , 2 K K K K be be bd k − = Chọn Kbe =0,3; 01 01 2 ; 2 , 1 K K bd = = và ck =de22/de21 =1,1 ( ) 687 , 15 1 , 1 . 786 . 11 . 786 . 11 3 , 0 . 3 . 0 1 1 , 1 . 25 , 2 3 3 = = = − = k k k c
9. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 9 https://eng.vn/ Theo hình 3.21 trang 45: Với: uh = 7,6 và 𝜆𝑘. 𝑐𝑘 3 = 15,687 => chọn u1 = 2,5 Suy ra: 𝑢2 = 𝑢ℎ 𝑢1 = 7,6 2,5 = 3,04 1.2.3. Tính số vòng quay của các trục Gọi nI, nII,nIII lần lượt là số vòng quay của các trục I, II, III. Số vòng quay của trục động cơ: nđc = 2940 vg/ph Số vòng quay của trục I: 𝑛𝐼 = 𝑛𝑑𝑐 𝑢𝑑 = 2943 3,15 = 934,3 𝑣𝑜𝑔/𝑝ℎ Số vòng quay của trục II: 𝑛𝐼𝐼 = 𝑛𝐼 𝑢1 = 934,3 2,5 = 373,7 𝑣𝑜𝑔/𝑝ℎ Số vòng quay của trục III: 𝑛𝐼𝐼𝐼 = 𝑛𝐼𝐼 𝑢2 = 373,7 3,04 = 123 𝑣𝑜𝑔/𝑝ℎ 1.2.4. Tính toán công suất trên các trục Gọi PI, PII, PIII lần lượt là công suất trên các trục I, II, III. Ta có công suất làm việc: Plv = 23,5 kW Công suất trên trục III:
10. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 10 https://eng.vn/ 𝑃𝐼𝐼𝐼 = 𝑃𝑡𝑑 ɳ𝑜𝑙 = 23,5 0,99 = 23,7 𝑘𝑊 Công suất trên trục II: 𝑃𝐼𝐼 = 𝑃𝐼𝐼𝐼 ɳ𝑜𝑙. ɳ𝑏𝑟𝑡 = 23,7 0,99.0,95 = 25,2 𝑘𝑊 Công suất trên trục I: 𝑃𝐼 = 𝑃𝐼𝐼 ɳ𝑜𝑙. ɳ𝑏𝑟𝑐 = 25,2 0,99.0,96 = 26,5 𝑘𝑊 Công suất thực tế của động cơ: 𝑃𝑡𝑡 = 𝑃1 ɳđ.ɳ𝑘 = 26,5 0,95.0,99 = 28,2 𝑘𝑊 1.2.5. Tính mômen xoắn của các trục Gọi Tdc, TI, TII, TIII lần lượt là mômen xoắn trên các trục động cơ, I, II, III. Mômen xoắn trên trục động cơ: 𝑇𝑑𝑐 = 9,55.106 . 𝑃𝑑𝑐 𝑛𝑑𝑐 = 9,55.106 . 28,2 2943 = 91508,7 𝑁𝑚𝑚 Mômen xoắn trên trục I: 𝑇𝐼 = 9,55.106 . 𝑃𝐼 𝑛𝐼 = 9,55.106 . 26,5 934,3 = 270871,2 𝑁𝑚𝑚 Mômen xoắn trên trục II: 𝑇𝐼𝐼 = 9,55.106 . 𝑃𝐼𝐼 𝑛𝐼𝐼 = 9,55.106 . 25,2 373,7 = 643992,5𝑁𝑚𝑚 Mômen xoắn trên trục III:
11. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 11 https://eng.vn/ 𝑇𝐼𝐼𝐼 = 9,55.106 . 𝑃𝐼𝐼𝐼 𝑛𝐼𝐼𝐼 = 9,55.106 . 23,7 123 = 1840122 𝑁𝑚𝑚 1.2.6. Lập bảng kết qủa Bảng 1.1. Thông số của hộp giảm tốc Trục Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục III Tỉ số truyền 3,15 2,5 3,04 Công suất (kW) 28,2 26,5 25,2 23,7 Số vòng quay (vg/ph) 2943 934,3 373,7 123 Mô men xoắn (Nmm) 915087 270871,2 643992,5 1840122
12. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 12 https://eng.vn/ CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 2.1. Tính toán thiết kế bộ truyền đai 2.1.1. Chọn loại đai và tiết diện đai Ta có các thông số: + P = 30 kW. + n = 2943 vòng/phút. + u = 3,15. Hình 2.1. Chọn tiết diện đai hình thang Theo hình 3,ta chọn đai thang loại Ƃ. Theo bảng 4.13 trang 59 [1] cho đai loại Ƃ với: + bt = 14 mm + b = 17 mm + h = 10,5 mm + y0 = 4 mm + A = 138mm2 + d1= 140÷280mm 2.1.2.Xác định các thông số của bộ truyền Đường kính bánh đai nhỏ
13. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 13 https://eng.vn/ Theo bảng 4.21 trang 63 [1] , ta chọn d1=180 mm. Vận tốc đai nhỏ 𝑣1 = 𝜋. 𝑑1. 𝑛 60000 = 𝜋. 180.2943 60000 = 27,7 𝑚/𝑠 Vì v1 = 27,7 m/s > 25 m/s nên ta thay đai thang thường thành đai thang hẹp. Theo hình 3,ta chọn đai thang loại Ƃ. Theo bảng 4.13 trang 59 [1] cho đai loại YƂ với: + bt = 14 mm + b = 17 mm + h = 13 mm + y0 = 3,5 mm + A = 158mm2 + d1= 140÷200mm Đường kính bánh đai lớn Giả sử ta chọn hệ số trược đai: = 0,01 Theo công thức 4.2 trang 53 [1], ta có: d2 = u.d1(1- ) = 3,15.180.0,99 = 561,3mm Theo tiêu chuẩn bảng 4.21 trang 63 [1] ta chọn: d2 = 560 mm Tỉ số truyền thực tế: 2 1 560 ' 3,14 (1 ) 180(1 0,01) d u d = = = − − Sai lệch với giá trị ban đầu: ∆𝑢 = (𝑢′ − 𝑢)/𝑢 = ((3,14 − 3,15)/3,15. )100% = 0,3%.<4% Khoảng cách trục sơ bộ Theo công thức 4.14 trang 60 [1], ta có: 1 2 1 2 0,55( ) 2( ) 0,55(180 560) 13 2(180 560) 420 1480 d d h a d d a a + + + + + +
14. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 14 https://eng.vn/ Khi u = 3,15 Theo bảng 4.14 trang 60 [1], ta có thể chọn sơ bộ a = 560. Chiều dài tính toán của đai Theo công thức 4.4 trang 53 [1], ta có: 1 2 2 1 ( ) ( ) 2 2 4. (180 560) (560 180) 2.560 2 4.560 2282 d d d d L a a mm + − = + + + − = + + Theo bảng 4.13 trang 59 [1] , ta chọn đai có chiều dài L= 2240 mm= 2,24 m. Theo công thức 4.15 trang 60 [1], ta có: max 27,7 12,4 10 2,24 v i s s i L = = = = Tính chính xác khoảng cách trục Theo công thức 4.6 trang 53 [1], ta có : 2 2 8 4 k k a + − = Trong đó: 1 2 ( ) 180 560 2240 1078,2 2 2 d d k L mm + + = − = − = 2 1 560 180 190 2 2 d d mm − − = = = Do đó: 2 2 1078,2 1078,2 8(190) 402,6 4 a mm + − = = Ta thấy giá trị a không thỏa mãn trong khoảng cho phép (420 1480 a ). Vậy ta phải tăng chiều dài đai: L = 2500mm Ta tính lại a theo công thức 4.6 trang 53 [1], khi đó ta được a = 641,05 mm Theo bảng 4.13 trang 59 [1], ta lấy a = 630mm. Góc ôm bánh đai nhỏ
15. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 15 https://eng.vn/ Theo công thức 4.7 trang 54 [1], ta có: 0 0 0 2 1 1 560 180 180 57 180 57 145 630 d d a − − = − = − Xác định số dây đai Theo công thức 4.16 trang 60 [1], ta có: d 0 . [ ]. . . . l u z P K z P C C C C Trong đó: + Công suất trên bánh chủ động: P = 28,2kW + [Po]: công suất cho phép, tra bảng 4.20 trang 62 [1]: ta chọn: [P0] = 11,03. + Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm: Tra bảng 4.15 trang 61[1], ta lấy: Cα = 0,89 + Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền:Tra bảng 4.17 trang 61[1], ta lấy: Cu=1,14. + Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:Tra bảng 4.16 trang 61[1], ta lấy: Cl = 1,04. + Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai, chọn sơ bộ: Cz = 1 + Hệ số tải động Kđ, tra bảng trang 55[1], ta chọn Kđ = 1,7 Do đó: 𝑧 ≥ 𝑃. Kđ [P0]. 𝐶𝛼. 𝐶𝑙. 𝐶𝑢. 𝐶𝑧 = 28,2.1,7 11,03.0,89.1,04.1,14.1 = 4,1 Vậy ta chọn: z = 4. Chiều rộng bánh đai B : Tra bảng 4.21 trang 63 [1], ta có: t = 19; e = 12,5; ho = 4; Theo công thức 4.17 trang 63 [1], ta có:
16. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 16 https://eng.vn/ B = (z -1) t + 2e = (4 -1)19 + 2.12,5 = 82 mm Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ da1 = d + 2h0 = 180 + 2.4 = 188mm Đường kính ngoài của bánh đai lớn da2 = d + 2h0 = 560 + 2.4 = 568mm 2.1.3. Lực căng đai ban đầu và lực tác dụng lên trục Lực căng đai ban đầu: Theo công thức 4.19 trang 63 [1], ta có: ( ) d 0 780. . . . v P K F v C z F = + Tính lực li tâm Theo công thức 4.20 trang 63 [1],ta có: 2 . v m F q v = Trong đó: + qm: khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4.22 trang 63 [1], ta có qm = 0,196. + v = 27,7 m/s. Suy ra: 2 0,196.(27,7) 150,4 v F N = Vậy: 𝐹0 = 780.28,2.1,7 (27,7.0,89.4) + 150,4 = 150,2 𝑁 Lực tác dụng lên trục: Theo công thức 4.21 trang 63 [1], ta có: 𝐹𝑟 = 2. 𝐹0. 𝑍. sin ( 𝛼1 2 ) = 2.150,2.4 sin ( 145 2 ) = 1146 N
17. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 17 https://eng.vn/ 2.1.4. Thông số của bộ truyền đai Bảng 2.1. Thông số của bộ truyền đai STT Thông số Giá trị 1 Bánh đai nhỏ d1 = 180 mm 2 Bánh đai lớn d2 = 560 mm 3 Vận tốc v = 27,7m/s < 40m/s 4 Khoảng cách trục a = 630 mm 5 Chiều dài đai L = 2500mm 6 Góc ôm α1 = 1450 7 Số dây đai z = 4 8 Chiều rộng bánh đai B = 82mm 9 Đường kính ngoài của bánh đai da1 = 188mm da2 = 568mm 10 Lực căng đai ban đầu F0=150,2N 11 Lực li tâm Fv = 150,4N 12 Lực tác dụng lên trục Fr = 1146N
18. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 18 https://eng.vn/ 2.2. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn Các thông số của bộ truyền: + PI = 26,5 kW + nI = 934,3 vòng/phút + TI = 270871,2 Nmm + u1 = 2,5 2.2.1. Chọn vật liệu Tra bảng 6.1 [1] trang 92, ta có: 2.1.1.1. Bánh răng nhỏ + Thép 45 tôi cải thiện + Độ cứng HB = (241…285) + Giới hạn bền σb1 = 850MPa + Giới hạn chảy σch1 = 580MPa Chọn độ cứng bánh răng nhỏ HB1 = 280. 2.1.1.2. Bánh răng lớn + Thép 45 tôi cải thiện + Độ cứng HB = (192…240) + Giới hạn bền σb2 = 750MPa + Giới hạn chảy σch2 = 450MPa Chọn độ cứng bánh răng lớn HB2 = 240.
19. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 19 https://eng.vn/ 2.2.2. Xác định ứng suất cho phép 2.2.2.1. Ứng suất tiếp xúc Theo công thức 6.1[1] trang 91, ta có: 0 lim. . . . H R v xH HL H H Z Z K K S = Trong đó: + ZR : Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm + Zv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. + KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng. + SH: Hệ số an toàn khi tiếp xúc. + 0 lim H : Ứng suất tiếp xúc ứng với chu kỳ cơ sở. + KHL: Hệ số tuổi thọ. Tính 0 lim H : Theo bảng 6.2[1] trang 94, ta chọn : 0 lim 2 70 1,1 H H HB S = + = Ta có: 0 lim1 1 0 lim2 2 2 70 2.280 70 630 2 70 2.240 70 550 H H HB MPa HB MPa = + = + = = + = + = Tính KHL: Theo công thức 6.3[1] trang 93, ta có: H HO m HL HE N K N = Trong đó: + mH = 6: Bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc (vì HB < 350) + NHO (chu kỳ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. + NHE( chu kỳ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
20. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 20 https://eng.vn/ Tính NHO: Theo công thức 6.5[1] trang 93, ta có: 1 1 2 2 2,4 2,4 2,4 2,4 2,4 30 30 30.280 22402708,6 30 30.240 15474913,67 HO HB HO HB HO HB N H N H N H = = = = = = = ( HHB: độ rắn Brinen ) Tính NHE: Theo công thức 6.7[1] trang 93, ta có: 𝑁𝐻𝐸 = 60. 𝑐. ∑ ( 𝑇𝑖 𝑇𝑚𝑎𝑥 ) 3 . 𝑛𝑖. 𝑡𝑖 → 𝑁𝐻𝐸1 = 60.1. [( 𝑇 𝑇 ) 3 . 0,1 + ( 0,8𝑇 𝑇 ) 3 . 0,4 + ( 0,6𝑇 𝑇 ) 3 . 0,5] . 934,3.16000 = 60.1. (13 . 0,1 + 0,83 . 0,4 + 0,63 . 0,5). 934,3.16000 = 370251878,4 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ → 𝑁𝐻𝐸2 = 60.1. [( 𝑇 𝑇 ) 3 . 0,1 + ( 0,8𝑇 𝑇 ) 3 . 0,4 + ( 0,6𝑇 𝑇 ) 3 . 0,5] . 373,7.16000 = 60.1. (13 . 0,1 + 0,83 . 0,4 + 0,63 . 0,5). 373,7.16000 = 148092825,6 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ Ta thấy: NHE1 > NHO1 và NHE2 > NHO2 Ta thấy: NHE = NHO, do đó KHL = 1. Thiết kế sơ bộ lấy: ZR.Zv.KxH = 1 [1] trang 92. Vậy ứng suất tiếp xúc của 2 bánh răng: 0 lim1 1 0 lim2 2 630 572,7 1,1 550 500 1,1 H H H H H H MPa S MPa S = = = = = =
21. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 21 https://eng.vn/ Ứng suất tiếp xúc cho phép là [σH] = 500MPa. Ứng suất tiếp xúc khi quá tải Theo công thức 6.13[1] trang 94, ta có: max 1 ax 2 ax 2,8 2,8 2,8.580 1624 2,8 2,8.450 1260 H ch H m ch H m ch MPa MPa = = = = = = = 2.2.2.2. Ứng suất uốn Theo công thức 6.2 [1] trang 91, ta có: 0 lim. . . . . F R s xF FC FL F F Y Y K K K S = Trong đó: + YR: Hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. + Ys: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. + KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền. + SF: Hệ số an toàn khi uốn. + KFC = 1 khi tải đặt một phía ( bộ truyền quay một chiều ). + 0 lim F : Ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở. + KFL: Hệ số xét đến chế độ tải trọng của bộ truyền. Tính 0 lim F : Theo bảng 6.2 trang 94 – Tài liệu 1,ta chọn: 0 lim 1,8 1,75 F F HB S = = Ta có:
22. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 22 https://eng.vn/ 0 lim2 1 0 lim2 2 1,8. 1,8.280 504 1,8. 1,8.240 432 F F HB MPa HB MPa = = = = = = Tính KFL: Theo công thức 6.4[1] trang 93, ta có: F FO m FL FE N K N = Trong đó: + mF = 6 bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn( vì HB <350 ). + Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn , đối với tất cả các loại thép 6 4.10 FO N = . + NFE (chu kỳ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Tính NFE: Theo công thức 6.7[1] trang 93, ta có: 𝑁𝐹𝐸 = 60. 𝑐. ∑ ( 𝑇𝑖 𝑇𝑚𝑎𝑥 ) 𝑚𝐹 . 𝑛𝑖. 𝑡𝑖 → 𝑁𝐹𝐸1 = 60.1. [( 𝑇 𝑇 ) 6 . 0,1 + ( 0,8𝑇 𝑇 ) 6 . 0,4 + ( 0,6𝑇 𝑇 ) 6 . 0,5] . 934,3.16000 = 60.1. (16 . 0,1 + 0,86 . 0,4 + 0,66 . 0,5). 934,3.16000 = 204666053,8 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ → 𝑁𝐹𝐸2 = 60.1. [( 𝑇 𝑇 ) 6 . 0,1 + ( 0,8𝑇 𝑇 ) 6 . 0,4 + ( 0,6𝑇 𝑇 ) 6 . 0,5] . 373,7.16000 = 60.1. (16 . 0,1 + 0,86 . 0,4 + 0,66 . 0,5). 373,7.16000 = 81862040,4𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ Ta thấy: 𝑁𝐹𝐸1 > 𝑁𝐹𝐸2 Ta lấy: FE FO N N = ,do đó KFL = 1. Thiết kế sơ bộ YR.Ys.KxF = 1[1] trang 92.
23. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 23 https://eng.vn/ Vậy ứng suất uốn cho phép của 2 bánh răng: 0 lim1 1 0 lim2 2 504 288 1,75 432 247 1,75 F F F F F F MPa S MPa S = = = = = Ứng suất uốn cho phép khi quá tải Theo công thức 6.14[1] trang 96, ta có: ax 1 ax 2 ax 0,8 0,8 0,8.580 464 0,8 0,8.450 360 Fm ch F m ch F m ch MPa MPa = = = = = = = 2.2.3. Xác định các thông số của bộ truyền 2.2.3.1. Chiều dài côn ngoài Theo công thức 6.52a [1] trang 112, ta có: ( ) 2 1 3 2 1 . 1. 1 . . I H e R be be H T K R K u K K u = + − Trong đó: + KR: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng KR = 0,5Kd = 0,5.100MPa1/3 =50MPa1/3 Với răng côn thẳng bằng thép Kd =100MPa1/3 + KHβ: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng theo chiều vành răng. + Kbe = (0,25…0,3): Hệ số chiều rộng vành răng. chọn Kbe=0,3 vì tỉ số truyền u1 = 2,5 < 3. Theo bảng 6.21[1] trang 113, ta có: 1 . 0,3.2,5 0,44 2 2 0,3 be be K u K = = − − Do đó ta chọn KHβ = 1,13.
24. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 24 https://eng.vn/ + u1 = 2,5: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn. + TI = 270871,2 Nmm: Mômen xoắn trên bánh chủ động. + [σH] = 500MPa: Ứng suất tiếp xúc cho phép. Vậy: 𝑅𝜀 = 50. √2,52 + 1. √ 270871,2.1,13 (1 − 0,3). 0,3.2,5. 5002 = 205𝑚𝑚 2.2.3.2. Đường kính chia ngoài của bánh chủ động Theo công thức 6.52b[1] trang 112, ta có: 𝑑𝑒1 = 𝐾𝑑. √ 𝑇1. 𝐾𝐻𝛽 (1 − 𝑘𝑏𝑒). 𝐾𝑏𝑒. 𝑢1. [𝜎𝐻 2 ] 3 = 100. √ 270871,2.1,13 (1 − 0,3). 0,3.2,5. 5002 3 = 𝑚𝑚 2.2.3.3. Xác định các thông số ăn khớp 2.2.3.3.1. Số răng bánh nhỏ Ta có: de1 =133mm Theo bảng 6.22[1] trang 114, ta được : z1 = 1,6.z1p = 1,6.20 = 32 Vậy z1 = 32 răng. 2.2.3.3.2. Đường kính trung bình và môđun trung bình Đường kính trung bình Theo công thức 6.54[1] trang 114, ta có: dm1 = (1 - 0,5Kbe)de1 = (1 - 0,5.0,3).133 = 113 mm Vậy lấy : dm1 = 113 mm Mô đun trung bình
25. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 25 https://eng.vn/ Theo công thức 6.55[1] trang 114, ta có: 𝑚𝑡𝑚 = 𝑑𝑚1 𝑧1 = 113 32 = 3,5 𝑚𝑚 Xác định mô đun Theo công thức 6.56[1] trang 115, ta có: 𝑚𝑡𝑒 = 𝑚𝑡𝑚 1 − 0,5. 𝐾𝑏𝑒 = 3,5 1 − 0,5.0,3 = 4,1 𝑚𝑚 Theo bảng 6.8[1] trang 99, ta chọn mte = 4 Tính lại mtm , de1: mtm = mte(1 – 0,5Kbe) = 4.(1 –0,5.0,3) = 3,4 mm de1 = mte.z1 = 4.32= 128mm Lấy de1 = 128 mm 2.2.3.3.3. Xác định số răng bánh lớn z2 và tính góc chia côn Số răng bánh lớn z2 = u1.z1 = 2,5.32 = 80 răng Tính de2: de2 = mte.z2 = 4.80= 320mm Tỉ số truyền thực tế: 𝑢1 = 𝑧2 𝑧1 = 80 32 = 2,5 Tính góc côn chia 𝛿1 = tan−1 ( 𝑧1 𝑧2 ) = tan−1 ( 32 80 ) = 210 45′ 𝛿2 = 900 − 210 45′ = 680 55′ 2.2.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo công thức 6.58[1] trang 115, ta có:
26. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 26 https://eng.vn/ 2 1 2 1 1 2 . . 1 . . . [ ] 0,85. . . I H H M H H m T K u Z Z Z b d u + = Trong đó: + ZM: Hệ số xét đến cơ tính vật liệu của bánh răng. Theo bảng 6.5 trang 96, ta được : ZM = 274MPa1/3 . + ZH: Hệ số xét đến hình dạng bề mặt răng. Theo bảng 6.12[1] trang 106, ta chọn ZH = 1,76. + Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với bánh răng côn răng thẳng. 𝜀𝛼 = [1,88 − 3,2. ( 1 𝑧1 + 1 𝑧2 )] . cos 𝛽𝑚 = [1,88 − 3,2. ( 1 32 + 1 80 )] . 1 = 1,75 4 4 1,75 Z 0,87 3 3 − − = = = + b: Chiều rộng vành răng :b = Kbe.Re = 0,3.205 = 61,5 mm. Vậy lấy b = 62 mm. + dm1: Đường kính trung bình của bánh chủ động, dm1 = 113 mm. + TI: Mômen xoắn bánh chủ động. TI = 270871,2 Nmm. + u1 = 2,5: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn. + KH: Hệ số tải trọng. Tính KH: Theo công thức 6.39[1] trang 106: KH =KHβ.KHα.KHv Với: + KHβ = 1,13. + KHα: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp. Tra bảng 6.14[1] trang 107, KHα = 1,05.
27. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 27 https://eng.vn/ + KHv: Hệ số xét đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp. Tính KHv: Theo công thức 6.41[1] trang 107: 1 . . 1 2 . . H m Hv I H H v b d K T K K = + Vận tốc vòng Theo công thức 6.40[1] trang 107: 𝑣 = 𝜋. 𝑑𝑚1. 𝑛𝐼 60000 = 𝜋. 113.934,3 60000 = 5,5 𝑚/𝑠 Theo bảng 6.13[1] trang 106, ta dùng cấp chính xác 7. Tính vH: Tra bảng 6.15 và 6.16 [1] trang 107, lần lượt ta được δH = 0,006, g0 = 47. Theo công thức 6.42[1] trang 107: 𝑣𝐻 = 𝛿𝐻. 𝑔0. 𝑣. √ 𝑑𝑚1. (𝑢1 + 1) 𝑢1 = 0,006.47.5,5. √ 113. (2,5 + 1) 2,5 = 19,5𝑚/𝑠 Suy ra: 𝐾𝐻𝑣 = 1 + 19,5.62.113 2.270871,2.1,13.1,05 = 1,2 Do đó: KH = 1,13.1,05.1,2 = 1,4 Vậy: 𝜎𝐻 = 274.1,76.0,87. √ 2.270871,2.1,4. √2,52 + 1 0,85.62. 1132. 2,5 = 462 𝑀𝑃𝑎 Ta đã có: [ ] 500 H MPa = Ta thấy: < [ ] H H Vậy thỏa mãn điều kiện độ bền mỏn tiếp xúc.
28. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 28 https://eng.vn/ 2.2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo công thức 6.65 và 6.66[1] trang 116, ta có: 1 1 1 1 1 2 2 2 1 2. . . . . [ ] 0,85. . . . [ ] I F F F F nm m F F F F F T K Y Y Y b m d Y Y = = Trong đó: + TI: Mômen xoắn trên bánh chủ động, TI = 270871,2Nmm + b: Chiều rộng vành răng, b = 62 mm + mnm: Mômen pháp trung bình. Với bánh răng côn: mnm = mtm = 3,4mm. + dm1: Đường kính trung bình của bánh chủ động, dm1 = 113 mm. + 0 Y 1 140 n = − : Hệ số xét đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng: β = 0 => Yβ = 1. + Yε = 1 : Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng, với là hệ số trùng khớp ngang, εα = 1,75 (tính phần 4). 1 1 0,57 1,75 Y = = = = . + KF1 , KF2: Hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2. Ta tính số răng tương: Theo công thức 6.53a[1] trang 114 : 𝑧𝑣𝑛1 = 𝑧1 cos 𝛿1 = 32 cos(21045′) = 34,5 𝑧𝑣𝑛2 = 𝑧1 cos 𝛿2 = 80 cos(68055′) = 222,4
29. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 29 https://eng.vn/ Chọn hệ số dịch chỉnh bằng 0, theo bảng 6.18 [1] trang 109, ta chọn: 1 2 3,70 3,60 F F Y Y = = + KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn. Theo công thức 6.67[1] trang 117: . . F F F Fv K K K K = Với : KFβ : Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng 6.21 [1] trang 113, chọn KFβ = 1,25. KFα: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14 [1] trang 107, chọn KFα = 1,16. ++ KFv: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Tính KF: Tính KFv: Theo công thức 6.68[1] trang 117: 1 . . 1 2. . . F m Fv I F F v b d K T K K = + Tính vF: Theo công thức 6.68a[1] trang 117 và tra bảng 6.15 và 6.16[1] trang 107 lần lượt có: δF = 0,016; g0 = 47 và v = 5,5 m/s (tính ở phần 4), ta có: 𝑣𝐹 = 𝛿𝐹. 𝑔0. 𝑣. √ 𝑑𝑚1. (𝑢1 + 1) 𝑢1 = 0,016.47.5,5. √ 113. (2,5 + 1) 2,5 = 52 𝑚/𝑠 Suy ra: 𝐾𝐹𝑣 = 1 + 52.62.113 2.270871,2.1,25.1,16 = 1,46
30. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 30 https://eng.vn/ Do đó: 𝐾𝐹 = 1,25.1,16.1,46 = 2,1 Vậy: 𝜎𝐹1 = 2.270871,2.2,1.0,57.1.3,7 0,85.62.3,4.113 = 118,5 𝑀𝑃𝑎 𝜎𝐹2 = 118,5.3,6 3,7 = 115,3 𝑀𝑃𝑎 Ta đã có: 1 2 [ ] 288 [ ] 247 F F MPa MPa = = Ta thấy: 1 1 2 2 [ ] [ ] F F F F Vậy điều kiện bền mỏi được đảm bảo. 2.2.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải: ax 2,2 m qt dn T K T = = Vì vậy ta cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại: 2.2.6.1. Ứng suất tiếp xúc cực đại Theo công thức 6.48[1] trang 110: 𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐻. √𝐾𝑔𝑡 ≤ [𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥] =500.√2,2 = 741,6 MPa Ta đã có:
31. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 31 https://eng.vn/ 1max 2max [ ] 1624 [ ]=1260MPa H H MPa = Ta thấy: ax 1 ax 2 ax [ ] và [ ] Hm H m H m Vậy răng đảm bảo độ bền khi quá tải. 2.2.6.2. Ứng suất uốn cực đại Theo công thức 6.49[1] trang 110: ax ax . [ ] Fm F qt Fm K = Với: 𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹1. 𝐾𝑔𝑡 = 118,5.2,2 = 260,7 𝑀𝑃𝑎 𝜎𝐹2𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹2. 𝐾𝑔𝑡 = 115,3.2,2 = 253,7 𝑀𝑃𝑎 Ta đã có: 1 ax 2 ax [ ] 464 [ ]=360MPa F m F m MPa = Ta thấy: 1 ax 1 ax 2 ax 2 ax <[ ] <[ ] F m F m F m F m Vậy răng đảm bảo độ bền uốn khi quá tải.
32. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 32 https://eng.vn/ 2.2.7. Các thông số và kích thước hình học của bộ truyền Bảng 2.2. Thông số của bộ truyền bánh răng côn STT Thông số Công thức Giá trị 1 Mô đun vòng ngoài - mte = 4 2 Chiều rộng vành răng - b = 62 3 Tỉ số truyền - u1 = 2,5 4 Góc nghiêng của răng - β = 0 5 Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0 6 Số răng của bánh răng - z1 = 32 z2 = 80 7 Góc chia côn - δ1 = 210 45’ δ2 = 680 55’ 8 Chiều dài côn 2 2 1 2 0,5 . e te R m z z = + 205mm 9 Chiều dài côn trung bình Rm = Re – 0,5.b 174 mm 10 Đường kính chia ngoài de = mte.z de1 = 128mm de2= 320mm 11 Đường kính trung bình 0,5 1 . m e e b d d R = − dm1 = 109mm dm2 = 272mm
33. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 33 https://eng.vn/ 12 Chiều cao răng ngoài he= 2hte.mte + c (c = 0,2.mte ; hte = cosβ = cos0 =1) 9mm 13 Chiều cao đầu răng ngoài (tra bảng 6.20[1]tr112, xn1 = 0,31) hae1=(hte+xn1.cosβ).mte hae2 = 2hte.mte – hae1 hae1 =5mm hae2 = 3mm 14 Đường kính đỉnh răng dae = de + 2hae.cosδ dae1 =137,3mm dae2 =322,2mm 15 Chiều cao chân răng ngoài hfe = he – hae hfe1 = 4mm hfe2 = 6mm
34. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 34 https://eng.vn/ 2.3. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Các thông số của bộ truyền: + PII = 25,2kW + nII = 373,7 vòng/phút + TII = 643992,5 Nmm + u2 = 3,04 2.3.1. Chọn vật liệu Tra bảng 6.1 [1] trang 92, ta có: + Thép 45 tôi cải thiện + Độ cứng HB = (241…285) + Giới hạn bền σb3 = 850MPa + Giới hạn chảy σch4 = 580MPa Chọn độ cứng bánh răng nhỏ HB3 = 280. 2.3.1.2. Bánh răng lớn + Thép 45 tôi cải thiện + Độ cứng HB = (192…240) + Giới hạn bền σb3 = 750MPa + Giới hạn chảy σch3 = 450MPa Chọn độ cứng bánh răng lớn HB4 = 240. 2.3.2. Xác định ứng suất cho phép 2.3.2.1. Ứng suất tiếp xúc Theo công thức 6.1[1] trang 91, ta có: 0 lim. . . . H R v xH HL H H Z Z K K S =
35. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 35 https://eng.vn/ Trong đó: + ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm. + Zv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. + KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng. + SH: Hệ số an toàn khi tiếp xúc. + 0 lim H : Ứng suất tiếp xúc ứng với chu kỳ cơ sở. + KHL: Hệ số tuổi thọ. Tính 0 lim H : Theo bảng 6.2[1] trang 94, ta chọn: 0 lim 2 70 1,1 H H HB S = + = Ta có: 0 lim3 3 0 lim4 4 2 70 2.280 70 630 2 70 2.240 70 550 H H HB MPa HB MPa = + = + = = + = + = Tính KHL: Theo công thức 6.7[1] trang 93, ta có: H HO m HL HE N K N = Trong đó: + mH = 6 bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc( vì HB < 350 ). + NHO(giờ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. + NHE(giờ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Tính NHO: Theo công thức 6.5[1] trang 93, ta có :
36. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 36 https://eng.vn/ 3 3 4 4 2,4 2,4 2,4 2,4 2,4 30 30 30.280 22402708,6 30 30.240 1547913,7 HO HB HO HB HO HB N H N H N H = = = = = = Tính NHE: Theo công thức 6.7[1] trang 93, ta có: 𝑁𝐻𝐸 = 60. 𝑐. ∑ ( 𝑇𝑖 𝑇𝑚𝑎𝑥 ) 3 . 𝑛𝑖. 𝑡𝑖 → 𝑁𝐻𝐸3 = 60.1. [( 𝑇 𝑇 ) 3 . 0,1 + ( 0,8𝑇 𝑇 ) 3 . 0,4 + ( 0,6𝑇 𝑇 ) 3 . 0,5] . 373,7.16000 = 60.1. (13 . 0,1 + 0,83 . 0,4 + 0,63 . 0,5). 373,7.16000 = 148092825,6 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ → 𝑁𝐻𝐸4 = 60.1. [( 𝑇 𝑇 ) 3 . 0,1 + ( 0,8𝑇 𝑇 ) 3 . 0,4 + ( 0,6𝑇 𝑇 ) 3 . 0,5] . 123.16000 = 60.1. (13 . 0,1 + 0,83 . 0,4 + 0,63 . 0,5). 123.16000 = 48743424𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ Ta thấy: NHE3 > NHO3 và NHE4 > NHO4 Ta lấy: NHE = NHO, do đó KHL = 1. Thiết kế sơ bộ lấy : ZR.Zv.KxH = 1 [1] trang 92. Vậy ứng suất tiếp xúc của 2 bánh răng: 0 lim3 3 0 lim4 4 630 572,7 1,1 550 500 1,1 H H H H H H MPa S MPa S = = = = = = Ứng suất tiếp xúc cho phép là [σH]: Theo điều kiện 6.12[1] trang 95, ta có:
37. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 37 https://eng.vn/ 3 4 min min [ ]+[ ] 572,7 500 [ ] 536,4 2 2 1,25[ ] 1,25.500 625 [ ] 1,25[ ] H H H H H H MPa MPa + = = = = = Ứng suất tiếp xúc khi quá tải: Theo công thức 6.13[1] trang 94, ta có: max 3 ax 4 ax 2,8 2,8 2,8.580 1624 2,8 2,8.450 1260 H ch H m ch H m ch MPa MPa = = = = = = = 2.3.2.2. Ứng suất uốn Theo công thức 6.2 [1] trang 91, ta có: 0 lim. . . . . F R s xF FC FL F F Y Y K K K S = Trong đó: + YR: Hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. + Ys: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. + KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền. + SF: Hệ số an toàn khi uốn. + KFC = 1 khi tải đặt một phía ( bộ truyền quay một chiều ). + 0 lim F : Ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở. + KFL : Hệ số xét đến chế độ tải trọng của bộ truyền. Tính 0 lim F : Theo bảng 6.2 trang 94 – Tài liệu 1,ta chọn:
38. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 38 https://eng.vn/ 0 lim 1,8 1,75 F F HB S = = Ta có: 0 lim3 3 0 lim4 4 1,8. 1,8.280 504 1,8. 1,8.240 432 F F HB MPa HB MPa = = = = = = Tính KFL: Theo công thức 6.4[1] trang 93, ta có: F FO m FL FE N K N = Trong đó: + mF = 6 bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn.( vì HB <350 ). + FO N : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn , đối với tất cả các loại thép, 6 4.10 FO N = . + NFE (chu kỳ) : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Tính NFE: Theo công thức 6.7[1] trang 93, ta có: 𝑁𝐹𝐸 = 60. 𝑐. ∑ ( 𝑇𝑖 𝑇𝑚𝑎𝑥 ) 𝑚𝐹 . 𝑛𝑖. 𝑡𝑖 → 𝑁𝐹𝐸3 = 60.1. [( 𝑇 𝑇 ) 6 . 0,1 + ( 0,8𝑇 𝑇 ) 6 . 0,4 + ( 0,6𝑇 𝑇 ) 6 . 0,5] . 373,7.16000 = 60.1. (16 . 0,2 + 0,86 . 0,4 + 0,66 . 0,5). 373,7.16000 = 81862040,4 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ → 𝑁𝐹𝐸4 = 60.1. [( 𝑇 𝑇 ) 6 . 0,1 + ( 0,8𝑇 𝑇 ) 6 . 0,4 + ( 0,6𝑇 𝑇 ) 6 . 0,5] . 123.16000 = 60.1. (16 . 0,2 + 0,86 . 0,4 + 0,66 . 0,5). 123.16000 = 26944155,7𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ
39. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 39 https://eng.vn/ Ta thấy: 𝑁𝐹𝐸3 > 𝑁𝐹𝐸4 Ta lấy: FE FO N N = ,do đó KFL = 1. Thiết kế sơ bộ YR.Ys.KxF = 1[1] trang 92. Vậy ứng suất uốn cho phép của 2 bánh răng: 0 lim3 3 0 lim4 4 504 288 1,75 432 247 1,75 F F F F F F MPa S MPa S = = = = = Ứng suất uốn cho phép khi quá tải Theo công thức 6.14[1] trang 96, ta có: ax 3 ax 4 ax 0,8 0,8 0,8.580 464 0,8 0,8.450 360 Fm ch F m ch F m ch MPa MPa = = = = = = = 2.3.3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền 2.3.3.1. Xác định khoảng các trục Theo công thức 6.15a [1] trang 96: 3 w 2 2 2 . ( 1). [ ] . . II H a H ba T K a K u u = + Trong đó : + Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật của cặp bánh răng và loại răng, tra bảng 6.5[1] trang 96, ta có : Ka = 43 MPa1/3 . + TII: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, TII = 643992,5 Nmm. + [ ] H = 536,4 MPa: Ứng suất tiếp xúc cho phép. + u2 = 3,04: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
40. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 40 https://eng.vn/ + Tra bảng 6.6[1] trang 97, ta chọn ba = 0,3 . Từ công thức 6.16, ta có: ᴪ𝑏𝑑=0,53. ba .(𝑢2 + 1) = 0,53.0,3.(3,04+1) = 0,64 + KHβ: Hệ số xét đến không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7[1] trang 98, ta chọn KHβ = 1,03. Vậy: 𝑎𝑤 = 43. (3,04 + 1). √ 643992,5.1,03 0,3.3,04.536,42 3 = 236,6 𝑚𝑚 Ta chọn aw= 250 mm 2.3.3.2. Xác định các thông số ăn khớp Môđun: Theo công thức 6.17[1] trang 97, ta có : m = (0,01 ÷ 0,02).aw = (0,01 ÷ 0,02).250 = (2,5 ÷ 5) Theo bảng 6.8[1] trang 99, ta chọn m = 3. Xác định số răng và hệ số dịch chỉnh Số răng: Ta chọn β = 100 Theo công thức 6.31[1] trang 103: 𝑧3 = 2. 𝑎𝑤. cos 𝛽 𝑚. (𝑢2 + 1) = 2.250. cos 100 3. (3,04 + 1) = 40,6 Chọn z3 = 40răng. z4 = u2.z3 = 3,04.40 = 121,6 răng Chọn : z4 = 122 răng. Tính lại β: Theo công thức 6.32[1]trang 103, ta có : cos 𝛽 = 𝑚. 𝑧𝑡 2. 𝑎𝑤 = 3.162 2.250 = 0,972 → 𝛽 = 140 Với : zt = z3 + z4 = 40 + 122 = 162 (tổng số răng) Hệ số dịch chỉnh: Với z3 = 35 > 30 nên ta không dung hệ số dịch chỉnh. [1] trang 100 2.3.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo công thức 6.33[1] trang 105:
41. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 41 https://eng.vn/ 2 w w1 2 2 . .( 1) . . . [ ] . . II H H M H H T K u Z Z Z b d u + = Trong đó: + ZM: Hệ số xét đến cơ tính vật liệu của bánh răng. Theo bảng 6.5 [1] trang 96, ta chọn : ZM = 274 MPa1/3 . + ZH: Hệ số xét đến hình dạng bề mặt răng. Theo bảng 6.12 [1] trang 106, ta chọn ZH = 1,71. + u2 = 3,04. + bw: Chiều rộng vành răng. w w . 0,3.250 75 ba b a mm = = = + Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng . Tính hệ số trùng khớp ngang. Theo công thức 6.38b[1] trang 105: 3 4 0 1 1 [1,88 3,2( )] os 1 1 [1,88 3,2( )]. os14 1,78 40 122 c z z c = − + = − + = Tính hệ số trùng hợp dọc. Theo công thức 6.37[1] trang 105: 0 w .sin 75.sin14 1,9 . 3.3,14 b m = = = ++ Vì εβ > 1 nên ta tính Zε theo công thức 6.36c[1] trang 105: 1 1 Z 0,78 1,78 = = = + dw1: Đường kính vòng lăn của bánh chủ động.Theo công thức trong bảng 6.11[1] trang 104:
42. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 42 https://eng.vn/ w1 2 2. 2.250 123 1 3,04 1 w a d mm u = = = + + + TII: Mômen xoắn bánh chủ động . TII = 643992,5 Nmm + KH: Hệ số tải trọng. Theo công thức 6.39[1] trang 106 : KH = KHβ.KHα.KHv Với : KHβ: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều vành răng. Tra bảng 6.7 [1] trang 98,chọn : KHβ = 1,03. KHv: Hệ số xét đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp. Tính KHv: Theo công thức 6.41[1] trang 107: 1 . . 1 2 . . H w w Hv II H H v b d K T K K = + Tính vận tốc vòng: Theo công thức 6.40[1] trang 107: w1 . . 3,14.123.373,7 2,4 / 60000 60000 II d n v m s = = = Theo bảng 6.13[1] trang 106 , ta dùng cấp chính xác 9. Tính vH: Theo công thức 6.42[1] trang 107, tra bảng 6.15 và 6.16[1] trang 107, lần lượt ta có: δH = 0,002 và g0 = 73: v = 2,4 m/s. 250 0,002.73.2,4. 3,2 / 3,04 H v m s = = 0 2 . . . w H H a v g v u =
43. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 43 https://eng.vn/ KHα: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp, theo bảng 6.14[1] trang107 ta có: KHα = 1,13 Suy ra: 2,5.75.123 1 1 2.643992,5.1,03.1,13 Hv K = + Do đó: KH = 1,03.1,13.1 = 1,16 Vậy: 2 2.643992,5.1,16.(3,04 1) 274.1,71.0,78. 483,4 75.123 .3,04 H MPa + = = Ta đã có: [ ] 536,4 H MPa = Ta thấy: [ ] H H Vậy thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc. 2.3.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo công thức 6.43 và 6.44[1] trang 108,ta có: 3 3 3 w1 3 4 4 4 3 2. . . . . [ ] . . . [ ] II F F F F w F F F F F T K Y Y Y b d m Y Y = = Trong đó: + TII = 643992,5 Nmm + bw = 75 mm + m = 3 + dw1 = 123 mm + Yβ : Hệ số xét đến độ nghiêng của răng : 14 Y 1 1 0,9 140 140 = − = − =
44. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 44 https://eng.vn/ + Yε: Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng. = 1,78 (tính phần 4). 1 1 0,56 1,78 Y = = = + KF3 , KF4: Hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4. Ta tính số răng tương: Theo công thức[1] trang 108: 3 3 3 3 0 4 4 3 3 0 40 43,8 os os 14 122 133,6 os os 14 v v z z c c z z c c = = = = = = Hệ số dịch chỉnh bằng 0, theo bảng 6.18[1] trang 109 , ta chọn: 3 4 3,7 3,6 F F Y Y = = +KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn. Theo công thức 6.45[1] trang 109: . . F F F Fv K K K K = Với: KFβ: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng 6.7[1] trang 98, ta chọn : KFβ = 1,08 (sơ đồ 5). KFα: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp.Tra bảng 6.14[1] trang 107,ta chọn KFα = 1,37. ++ KFv: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Tính KFv: Theo công thức 6.46[1] trang 109:
45. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 45 https://eng.vn/ w1 . . 1 2. . . F w Fv II F F v b d K T K K = + Tính vF: Theo công thức 6.47[1] trang 109 và tra bảng 6.15 và 6.16[1]trang 107, lần lượt ta có δF = 0,006 và g0 = 73; v = 2,4 m/s tính ở phần 4. w 0 2 250 . . . 0,006.73.2,4. 9,5 / 3,04 F F F a v g v v m s u = = = Suy ra: 9,5.75.123 1 1 2.643992,5.1,08.1,37 Fv K = + Do đó: KF = 1,08.1,37.1 = 1,5 Vậy: 3 4 2.643992,5.1,5.0,56.0,9.3,7 130 75.123.3 130.3,6 126,5 3,7 F F MPa MPa = = = = Ta đã có: 3 4 [ ] 288 [ ] 247 F F MPa MPa = = So sánh: 3 3 4 4 < [ ] < [ ] F F F F Vậy điều kiện độ bền mỏi uốn đã được đảm bảo. 2.3.6. Kiểm nghiệm răng về quá tải Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải: ax 2,2 m qt dn T K T = =
46. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 46 https://eng.vn/ Vì vậy ta cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại. 2.3.6.1. Ứng suất tiếp xúc cực đại Theo công thức 6.48[1] trang 110: ax ax [ ] 536,4. 2,2 795,6 Hm H qt Hm K MPa = = = Ta đã có: 3max 4max [ ] 1624MPa [ ]=1260MPa H H = Ta thấy: ax 3 ax 4 ax [ ] và [ ] Hm H m H m Vậy răng đảm bảo độ bền khi quá tải. 2.3.6.2. Ứng suất uốn cực đại Theo công thức 6.49[1] trang 110: ax ax . [ ] Fm F qt Fm K = Suy ra: 3 ax 3 4 ax 4 . 130.2,2 286 . 126,5.2,2 278,3 F m F qt F m F qt K MPa K MPa = = = = = = Ta đã có: 3 ax 4 ax [ ] 464MPa [ ]= 360MPa F m F m = Ta thấy: 3 ax 3 ax 4 ax 4 ax < [ ] < [ ] F m F m F m F m Vậy độ bền uốn của răng khi quá tải đã được đảm bảo.
47. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 47 https://eng.vn/ 2.3.7. Các thông số và kích thước của bộ truyền Bảng 2.3. Thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng STT Thông số Công thức Giá trị 1 Khoảng cách trục - aw = 250mm 2 Khoảng cách trục chia 2 1 0,5 ( ) cos m z z a + = a =250mm 3 Môđun - m = 3 4 Chiều rộng vành răng - bw = 75mm 5 Tỉ số truyền - u2 = 3,04 6 Số răng - z3 = 40 z4 = 122 7 Góc nghiêng - β = 140 8 Góc prôfin gốc (Theo TCVN 1065–71) - α = 200 9 Hệ số dịch chỉnh - x3 = x4 = 0 10 Góc prôfin răng tan arctan cos t a = 200 33’ 11 Góc ăn khớp w w os arc os t t ac a c a = 200 33’ 12 Đường kính vòng lăn dw2 = u2.dw1 dw1 = 123 mm dw2 = 375 mm 13 Đường kính vòng chia cos mz d = d3 = 124mm d4 = 377mm 14 Đường kính đáy răng 3(2,5 2 ) f i d d x = − − df3 = 116,5mm df4 =369,5mm 15 Đường kính đỉnh răng 2(1 ) a i d d x y m = + + − da3 = 130mm da4 = 383mm
48. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 48 https://eng.vn/ CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ TRỤC • Tính toán thiết kế trục gồm các bước: - Chọn vật liệu - Tính thiết kế trục về độ bền - Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi - Kiểm tra • Sơ đồ đặc lực lên các trục: Hình 3.1. Sơ đồ đặt lực lên các trục trong hộp giảm tốc 3.1. Chọn vật liệu Ở các máy móc quan trọng, hộp giảm tốc, hộp tốc độ…khi chịu tải trọng tương đối lớn ta chọn: Thép 45 tôi cải thiện có: + HB = 241…285 + σb = 850 MPa + σch = 580 MPa
49. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 49 https://eng.vn/ 3.2. Tính thiết kế trục I 3.2.1. Tải trọng tác dụng lên trục Mômen xoắn: TI = 270871,2 Nmm Lực tác dụng lên trục của bánh đai: Fr = 1146N Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức 10.3[1] trang 184, ta có: Lực vòng: 1 1 2. 2.270871,2 4970,1 109 I t m T F N d = = = Lực dọc trục: 0 0 ' 1 1 1 .tan .sin 4970,1.tan 20 .sin 21 45 670,3 a t F F N = = = . Lực hướng tâm: 0 0 ' 1 1 1 .tan . os 4970,1.tan 20 . os21 45 1680,2 r t F F c c N = = = Mômen uốn: 1 1 1 109 670,3. 36531,4 2 2 m a a d M F Nmm = = = 3.2.2. Tính sơ bộ đường kính trục Theo công thức 10.9[1] trang 188, ta có: 3 0,2[ ] sb k k T d = Với : + [τ] = 15…30 MPa: ứng suất xoắn cho phép đối với vật liệu thép. + Tk = TI = 270871,2Nmm. 3 1 270871,2 (35...96) 0,2[15...30] sb d mm = =
50. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 50 https://eng.vn/ Ta chọn d1 =50 mm, theo bảng 10.2[1]trang 189 chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 1 là: b01 = 27 mm. 3.2.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 3.2.3.1. Chiều dài mayơ Chiều dài mayơ bánh đai: Theo công thức 10.10[1] trang 189 : 12 1 (1,2...1,5) (1,2...1,5).50 (60...75) m l d mm = = = Lấy: lm12 = 70 mm Chiều dài mayơ bánh răng côn 1: Theo công thức 10.12[1] trang 189: 13 1 (1,2...1,4) (1,2...1,4).50 (60...70) m l d mm = = = Lấy: lm13 = 60 mm Theo bảng 10.3 [1] trang 189, ta có: Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = (8…15) mm. Lấy k1 = 8 mm Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp: k2 = (5…15) mm Lấy k2 = 5 mm Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = (10…20) mm Lấy k3 = 10 mm Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông: hn = (15…20) mm Lấy hn = 15 mm 3.2.3.2. Theo bảng 10.4[1] trang 191, ta có Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1:
51. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 51 https://eng.vn/ l11 = (2,5..3)d1 = (2,5..3).50 =(125..150)mm Lấy l11 = 130 mm Khoảng từ gối đỡ 0 đến bánh đai: l12 = -lc12 Khoảng cách côngxôn trên trục. Theo công thức 10.14[1] trang 190: 12 12 01 3 0,5( ) 0,5(70 27) 10 15 73,5 c m n l l b k h mm = + + + = + + + = Khoảng cách từ ổ đỡ 0 đến bánh răng côn 1: 13 11 1 2 13 01 1 0 ' 0,5( . os ) 130 8 5 60 0,5(27 62. os21 45 ) 187 m l l k k l b b c c mm = + + + + + = + + + + − = 3.2.4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 3.2.4.1. Sơ đồ đặt lực lên trục RyB RyC RxC RxB Fr Fa1 Ft1 Fr1 x y z o B A C D Hình 3.2. Sơ đồ đặt lực lên trục 1 3.2.4.2. Tính phản lực Theo phương yOz: Tổng mômen tác dụng tại B:
52. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 52 https://eng.vn/ 1 1 1 1 0 .187 .130 .73,5 0 .187 .73,5 130 1680, 2.187 1146.73,5 36531, 4 130 1488 B r yC r a r r a yC M F R F M F F M R N = − + + + = − − = − − = = Vậy phản lực RyC có chiều cùng với chiều giả định. Phương trình cân bằng lực tại B: 1 1 0 0 1680,2 1488 1146 1338,2 r yC yB r yB r yC r F F R R F R F R F N = − − + = = − + = − + = Vậy phản lực RyB có chiều cùng với chiều giả định. Theo phương xOz: Tổng mômen tác dụng tại B: 1 1 0 .245 .130 0 .187 4970,1.187 7149,3 130 130 B t xC t xC M F R F R N = + = − − = = = − Vậy phản lực RxC có chiều ngược với chiều giả định. Phương trình cân bằng lực tại B: 1 1 0 4970,1 ( 7149,3) 2179,2 t xC xB xB t xC F R R R F R N + + = = − − = − − − = Vậy phản lực RxB có chiều cùng với chiều giả định
53. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 53 https://eng.vn/ Biểu đồ mômen: Hình 3.3. Biểu đồ mômen trục 1 3.2.4.3. Tính mômen tương đương trên các tiết diện Xét mặt cắt tại điểm A: Dựa vào biểu đồ mômen, ta có: Mx = 0 My = 0 T = 270871,2Nmm Theo công thức 10.15[1] trang 194, ta có: Fr RyB RyC Fr1 RxB Ft1 RxC 283292 270871,2 84321 167954,7 36531,4 y z O x z O Mx My T A A B B C C D D (+) (+) Ma1
54. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 54 https://eng.vn/ 2 2 10 10 10 0 x y M M M = + = Theo công thức 10.16[1] trang 194, ta có: 2 2 2 10 10 0,75 0 0,75.270871,2 234581,3 td M M T Nmm = + = + = Xét mặt cắt tại điểm B: Dựa vào biểu đồ mômen, ta có: Mx = 84231 Nmm My = 0 Nmm T = 270871,2 Nmm Theo công thức 10.15[1] trang 194, ta có: 2 2 2 11 11 11 84231 0 84231 x y M M M Nmm = + = + = Theo công thức 10.16[1] trang 194, ta có : 2 2 2 2 11 11 0,75 84231 0,75.270871,2 249245,4 td M M T Nmm = + = + = Xét mặt cắt tại điểm C: Dựa vào biểu đồ mômen, ta có: Mx = 167954,7 Nmm My =283296 Nmm T = 270871,2 Nmm Theo công thức 10.15[1] trang 194, ta có: 2 2 2 2 12 167954,7 283296 329340,9 x y M M M Nmm = + = + = Theo công thức 10.16[1] trang 194, ta có: 2 2 2 2 12 12 0,75 329340,9 0,75.270871,2 404343,7 td M M T Nmm = + = + = Xét mặt cắt tại điểm D: Dựa vào biểu đồ mômen, ta có: Mx = 36531,4 Nmm My = 0
55. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 55 https://eng.vn/ T = 270871,2 Nmm Theo công thức 10.15[1] trang 194, ta có: 2 2 2 13 13 13 36531,4 0 36531,4 x y M M M Nmm = + = + = Theo công thức 10.16[1] trang 194, ta có: 2 2 2 2 13 13 0,75 36531,4 0,75.270871,2 237408,8 td M M T Nmm = + = + = 3.2.4.4. Tính đường kính trục tại các tiết diện Theo bảng 10.5 [1] trang 195, ta có: [σ] = 55 MPa Tại điểm A: Theo công thức 10.17[1] trang 194, ta có: Tại điểm B: Theo công thức 10.17[1] trang 194, ta có: 11 3 3 11 249245,4 36 0,1.[ ] 0,1.55 td M d mm = = = Tại điểm C: Theo công thức 10.17[1] trang 194, ta có: 12 3 3 12 404343,7 42 0,1.[ ] 0,1.55 td M d mm = = = Tại điểm D: Theo công thức 10.17[1] trang 194, ta có: 13 3 3 13 237408,8 35 0,1.[ ] 0,1.55 td M d mm = = = 10 3 3 10 234581,3 35 0,1.[ ] 0,1.55 td M d mm = = =
56. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 56 https://eng.vn/ 3.2.4.5. Định kết cấu trục Dựa vào các tiết diện trục vừa tính được và chiều tương ứng, đồng thời các yêu cầu về lắp ghép và công nghệ, ta chọn kết cấu trục: Tại A: Tại A là vị trí lắp bánh đai nên theo tiêu chuẩn trang 195, ta chọn dA = 40mm. Kích thước then: Theo bảng 9.1a[1]trang 173, ta có: + lt = (0,8..0.9)lm12 = (0,8..0.9).70 = (56..63)mm Chọn lt = 56mm + b = 12; h = 8; t1 = 5; t2 = 3,3. Tại B: Tại B là điểm lắp ổ lăn nên theo tiêu chuẩn trang 195[1] ta chọn dB = 45mm Tại C: Tại C là điểm lắp ổ lăn nên theo tiêu chuẩn trang 195[1] ta chọn dC = 45mm Tại D: Tại D là vị trí lắp bánh răng nên theo tiêu chuẩn trang 195 ta chọn dD = 40mm Kích thước then: Theo bảng 9.1a[1]trang 173: + l = (0,8..0,9)lm13 = (0,8..0,9)60 = (48..54) Chọn l = 50mm + b = 12; h = 8; t1 = 5; t2 = 3,3.
57. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 57 https://eng.vn/ Hình 3.4. Sơ bộ trục 1 3.2.5. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Khi xác định đường kính trục theo công thức 10.17[1] trang 194, chưa xét ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt… Vì vậy sau khi định kết cấu trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: Theo công thức 10.19[1] trang 195, ta có: 2 2 . [ ] j j j j j s s s s s s = + Trong đó: + [s]: hệ số an toàn cho phép, ta chọn: [s] = 2,5 ( trang 195 ). + sσj: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tiết diện. + sτj: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện. Tính sσj: Theo công thức 10.20[1] trang 195, ta có: 73.5 130 187 45 56 12 50 12 40 70 60 40 45
58. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 58 https://eng.vn/ 1 j dj aj mj s K − = + Trong đó: + σ-1: giới hạn mỏi uốn. Có thể lấy σ-1 = 0,436σb = 0,436.850 = 370,6MPa. + σaj và σmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp. Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó σmj = 0. Theo công thức 10.22[1] trang 196, ta có: axj W J aj m J M = = Theo bảng 10.6[1] trang 196, ta có: 3 W 32 J J d = + ψσ: hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bìnhđến độ bền mỏi. Tra bảng 10.7[1] trang 197, ta có ψσ = 0,1. + Kσdj: hệ số. Theo công thức 10.25[1] trang 197, ta có: 1 x dj y K K K K + − = Kx: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt. Tra bảng 10.8[1] trang 197, ta có: Kx = 1,1. Ky: hệ số tăng bền. Tra bảng 10.9[1] trang 197, ta có: Ky = 1,5. Kσ = 2,01: hệ số ứng suất tập trung thực tế khi uốn. εσ = 0,8: hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của tiết diện trục đến giới hạn mỏi khi uốn. Tính sτj: Theo công thức 10.21[1] trang 195, ta có: 1 j dj aj mj s K − = +
59. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 59 https://eng.vn/ Trong đó: + τ-1: giới hạn mỏi xoắn. Có thể lấy : τ-1 = 0,58σ-1 = 0,58.370,6 ≈ 215 MPa. + τaj và τmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp. Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động. Theo công thức 10.23[1] trang 196, ta có: axj 2 2W m j aj mj Oj T = = = Theo bảng 10.6[1] trang 196, ta có: 3 W 16 j Oj d = + ψτ: hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Tra bảng 10.7[1] trang 197, ta có: ψτ = 0,05 + Kτdj: hệ số. Theo công thức 10.26[1] trang 197, ta có: 1 x dj y K K K K + − = Kx: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt. Tra bảng 10.8[1] trang 197, ta có Kx = 1,1. Ky: hệ số tăng bền. Tra bảng 10.9[1] trang 197, ta có: Ky = 1,5. Kτ =1,88: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi xoắn. ετ = 0,76: hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi khi xoắn. Trục I có 2 vị trí nguy hiểm là tiết diện 12 (tại C), có T = 270871,2Nmm, M12 = 329340,9Nmm. Dựa vào các công thức trên, ta có:
60. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 60 https://eng.vn/ Bảng 3.1. Thông số trục về độ bền mỏi Tiết diện d(mm) W(mm3 ) WO(mm3 ) Kσdj Kτdj sσ sτ S 12 45 8946,2 17892,4 1,7 1,7 5,7 18.9 5,5 3.2.6. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Để đề phòng khả năng biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạng khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Theo công thức 10.27[1] trang 200, ta có: 2 2 3 [ ] td = + Tính σ: Theo công thức 10.28[1] trang 200, ta có: ax 3 0,1. m M d = ( Mmax: mômen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm). Tính τ: Theo công thức 10.29[1] trang 200, ta có: ax 3 0,2. m T d = ( Tmax: mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm). Tính [σ]: Theo công thức 10.30[1] trang 200, ta có: [ ] 0,8 0,8.580 464 ch MPa = = = Bảng 3.2. Thông số của trục về độ bền tĩnh Tiết diện 𝜎 σtd 12 31,1 6,8 33,3
61. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 61 https://eng.vn/ 3.3. Tính thiết kế trục II 3.3.1. Tải trọng tác dụng lên trục Mômen xoắn: TII = 643992,5 Nmm Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức 10.1[1] trang 184, ta có: Lực vòng: 3 w1 2. 2.643992,5 10471,4 123 II t T F N d = = = Lực hướng tâm: 0 3 w 3 0 .tan 10471,4.tan 20 33' 4045,7 os cos14 t t r F F N c = = = Lực dọc trục: 0 3 3.tan 10471,4.tan14 2610,8 a t F F N = = = Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức 10.3[1] trang 184, ta có : Lực vòng: 2 1 4970,1 t t F F N = = Lực dọc trục: 2 1 1680,2 a r F F N = = Lực hướng tâm: 2 1 670,3 r a F F N = = Mômen uốn: 2 2 2 272 1680,2 228507,2 2 2 m a a d M F Nmm = = = w1 3 3 123 2610,8 160564,2 2 2 a a d M F Nmm = = = 3.3.2. Tính sơ bộ đường kính trục Theo công thức 10.9[1] trang 188, ta có: 3 0,2[ ] sb k k T d = Với: + [τ] = 15…30 MPa: ứng suất xoắn cho phép đối với vật liệu thép. + Tk = TII = 643992,5 Nmm. 3 2 643992,5 (47,5...60) 0,2[15...30] sb d mm = =
62. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 62 https://eng.vn/ Ta chọn d2 = 50 mm, theo bảng 10.2[1]trang 189 chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 2 là b02 = 27 mm. 3.3.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 3.3.3.1. Chiều dài mayơ Chiều dài mayơ bánh răng trụ 1: Theo công thức 10.10[1] trang 189: 22 2 (1,2...1,5) (1,2...1,5).50 (60...75) m l d mm = = = Lấy lm22 = 70 mm Chiều dài mayơ bánh răng côn 2: Theo công thức 10.12[1] trang 189: 23 2 (1,2...1,4) (1,2...1,4).50 (60...70) m l d mm = = = Lấy lm23 = 65mm 3.3.3.2. Theo bảng 10.3 [1] trang 189, ta có Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = (8…15) mm Lấy k1 = 15 mm Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp : k2 = (5…15) mm Lấy k2 = 5 mm Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ : k3 = (10…20) mm Lấy k3 = 10 mm Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : hn = (15…20) mm Lấy hn = 15 mm 3.3.3.3. Theo bảng 10.4[1] trang 191, ta có Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1:
63. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 63 https://eng.vn/ 21 22 23 02 1 2 7 2 70 65 27 7.15 2.5 277 m m l l l b k k mm = + + + + = + + + + = Khoảng từ gối đỡ 0 đến bánh răng trụ 1: 22 22 02 1 2 0,5( ) 0,5(70 27) 15 5 68,5 m l l b k k mm = + + + = + + + = Khoảng cách từ ổ đỡ 0 đến bánh răng côn 2: 23 22 22 2 1 0 ' 0,5( . os ) 6 68,5 0,5(70 34. os68 55 ) 6.15 200 m l l l b c k c mm = + + + = + + + = 3.3.4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 3.3.4.1. Sơ đồ đặt lực lên trục RyA Fr2 Ft2 Fa2 RxA RyD RyD Fa3 Ft3 Fr3 x y z A B C D O Hình 3.5. Sơ đồ đặt lực lên trục 2 3.3.4.2. Tính phản lực Theo phương yOz:
64. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 64 https://eng.vn/ Tổng mômen tại điểm A: 2 3 2 3 3 2 2 3 0 .77 .208,5 .277 0 .208,5 .77 277 4045,7.208,5 670,3.77 228507,2 160564,2 277 4263,5 A r r yD a a r r a a yD M F F R M M F F M M R N = − + − − = − + + = − + + = = Phương trình cân bằng lực: 2 3 3 2 0 0 4045,7 670,3 4362,5 987,1 yA r r yD yA r r yD F R F F R R F F R N = − − + − = = − − = − − = − Vậy RyA có chiều ngược lại với chiều đã giả định. Theo phương xOz: Tổng mômen tại điểm A: 2 3 2 3 0 .77 .208,5 .277 0 .77 .208,5 277 4970,1.77 10471,4.208,5 277 9263,5 A t t xD t t xD M F F R F F R N = + − = + = + = = Phương trình cân bằng lực: 2 3 2 3 0 0 4970,1 10471,4 9263,5 6178 xA t t xD xA t t xD F R F F R R F F R N = − − + = = + − = + − =
65. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 65 https://eng.vn/ Biểu đồ mômen: Hình 3.6. Biểu đồ mômen trục 2 3.3.4.3. Tính mômen tương đương tại các tiết diện Xét mặt cắt bên trái điểm B: Dựa vào biểu đồ mômen ta có: Mx = 76006,7 Nmm My = 475706 Nmm 𝑇20 = 0 Theo công thức 10.15[1] trang 191, ta có: 2 2 2 2 20 20 20 76006,7 475706 481739,8 x y M M M Nmm = + = + = Theo công thức 10.16[1] trang 191, ta có: RyA RyD Fr2 Fr3 RxA RxD Ft2 Ft3 y z O x z O Mx Ty T 27150,2 Ma2 Ma3 475706 634549,8 643992,5 A A B B C C D D (+) (+) 76006,7 152500,5 131485,6 292049,8
66. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 66 https://eng.vn/ 2 2 2 2 20 20 0,75.0,5 481739,8 0,75.0 481739,8 td M M T Nmm = + = + = Xét mặt cắt tại điểm B: Dựa vào biểu đồ mômen ta có: Mx = 152500,5Nmm My = 475706Nmm 𝑇21= 643992,5 Nmm Theo công thức 10.15[1] trang 191, ta có: 2 2 2 2 21 21 21 152500,5 475706 499552,4 x y M M M Nmm = + = + = Theo công thức 10.16[1] trang 191, ta có: 2 2 2 2 21 21 0,75 499552,4 0,75.643992,5 748730,5 td II M M T Nmm = + = + = Xét mặt cắt tại điểm C: Dựa vào biểu đồ mômen ta có: Mx = 292049,8Nmm My = 634549,8 Nmm 𝑇22 = 643992,5Nmm Theo công thức 10.15[1] trang 191, ta có: 2 2 2 2 22 22 22 292049,8 634549,8 698531,7 x y M M M Nmm = + = + = Theo công thức 10.16[1] trang 191, ta có: 2 2 2 2 22 22 0,75 698531,7 0,75.643992,5 893863,1 td M M T Nmm = + = + = 3.3.4.4. Tính đường kính trục tại các tiết diện Theo bảng 10.5[1] trang 195, ta có: [σ] = 55MPa Tại A: Theo công thức 10.17[1] trang 194, ta có: 20 3 3 20 481739,8 44 0,1.55 5,5 td M d mm = = =
67. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 67 https://eng.vn/ Tại B: Theo công thức 10.17[1] trang 194, ta có: 21 3 3 21 748730,5 52 0,1.55 5,5 td M d mm = = = Tại C: Theo công thức 10.17[1] trang 194, ta có: 22 3 3 22 893863,1 55 0,1.55 5,5 td M d mm = = = 3.3.4.5. Định kết cấu trục Dựa vào các tiết diện trục vừa tính được và chiều tương ứng, đồng thời các yêu cầu về lắp ghép và công nghệ, ta chọn kết cấu trục: Tại A: Tại A là điểm lắp ổ lăn nên theo tiêu chuẩn trang 195 ta chọn: d20 = 45mm Tại B: Tại B là vị trí lắp bánh răng nên theo tiêu chuẩn trang 195, ta chọn: d21 = 55mm. Kích thước then: Theo bảng 9.1a[1]trang 173, ta có: + lt = (0,8..0.9)lm23 = (0,8..0.9).65 = (52..58,5)mm Chọn lt = 56 mm + b = 16; h = 10; t1 = 6; t2 = 4,3. Tại C: Tại C là vị trí lắp bánh răng nên theo tiêu chuẩn trang 195 ta chọn: d22 = 55mm. Kích thước then: Theo bảng 9.1a[1]trang 173: + l = (0,8..0,9)lm22 = (0,8..0,9).70 = (56..63) Chọn l = 63 mm + b = 16; h = 10; t1 = 6; t2 = 4,3.
68. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 68 https://eng.vn/ Tại D: Tại D là điểm lắp ổ lăn nên theo tiêu chuẩn trang 195 ta chọn d23 = 45 mm. Hình 3.7. Sơ bộ trục 2 3.3.5. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Khi xác định đường kính trục theo công thức 10.17[1] trang 194, chưa xét ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt… Vì vậy sau khi định kết cấu trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm điểm thỏa mãn điều kiện sau: Theo công thức 10.19[1] trang 195, ta có: 2 2 . [ ] j j j j j s s s s s s = + Trong đó : + [s]: hệ số an toàn cho phép, ta chọn [s] = 2,5 ( trang 195 ). + sσj: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tiết diện. 68.5 277 70 65 63 56 16 16 45 55 55 45
69. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 69 https://eng.vn/ + sτj: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện. Tính sσj : Theo công thức 10.20[1] trang 195, ta có: 1 j dj aj mj s K − = + Trong đó: + σ-1: giới hạn mỏi uốn. Có thể lấy σ-1 = 0,436σb = 0,436.850 = 370,6MPa. + σaj và σmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp. Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó σmj = 0. Theo công thức 10.22[1] trang 196, ta có: axj W j aj m j M = = Theo bảng 10.6[1] trang 196, ta có: 3 2 1 1 ( ) W 32 2 j j j j d bt d t d − = − + ψσ: hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Tra bảng 10.7[1] trang 197, ta có ψσ = 0,1 + Kσdj: hệ số. Theo công thức 10.25[1] trang 197, ta có: 1 x dj y K K K K + − = Kx: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt. Tra bảng 10.8[1] trang 197, ta có Kx = 1,1. Ky: hệ số tăng bền. Tra bảng 10.9[1] trang 197, ta có Ky = 1,5. Kσ: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn. Tra bảng 10.12[1] trang 199, ta có Kσ = 2,01.
70. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 70 https://eng.vn/ εσ: hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trụcđến giới hạn mỏi. Tra bảng 10.10[1] trang 198, ta có εσ = 0,81. Tính sτj: Theo công thức 10.21[1] trang 195, ta có: 1 j dj aj mj s K − = + Trong đó: + τ-1: giới hạn mỏi xoắn. Có thể lấy : τ-1 = 0,58σ-1 = 0,58.370,6 ≈ 215 MPa. + τaj và τmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp. Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động. τ Theo công thức 10.23[1] trang 196, ta có: axj 2 2W m j aj mj Oj M = = = Theo bảng 10.6[1] trang 196, ta có: 3 2 1 1 ( ) W 16 2. j j Oj j d bt d t d − = − + ψτ: hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Tra bảng 10.7[1] trang 197, ta có ψτ = 0,05 + Kτd: hệ số. Theo công thức 10.26[1] trang 197, ta có: 1 x d y K K K K + − = Kx: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt. Tra bảng 10.8[1] trang 197, ta có: Kx = 1,1. Ky: hệ số tăng bền. Tra bảng 10.9[1] trang 197, ta có Ky = 1,5. Kτ: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn. Tra bảng 10.12[1] trang 199, ta có Kτ = 1,88.
71. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 71 https://eng.vn/ ετ: hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi.Tra bảng 10.10[1] trang 198, ta có ετ =0,81. Trục II có 2 vị trí nguy hiểm là tiết diện 21 (tại B) có T = 643992,5Nmm, M21 = 499552,4 Nmm và tiết diện 22 (tại C) có T = 643992,5Nmm, M22 =698531,7 Nmm. Dựa vào các công thức trên, ta có: Bảng 3.3. Thông số của trục về độ bền mỏi Tiết diện d(mm) W(mm3 ) WO(mm 3 ) Kσdj Kτdj sσ sτ S 21 55 14238,4 30572,2 1,72 1,6 6,2 15,9 5,8 22 55 16283,4 30028,5 1,72 1,6 5,1 12,4 4,7 3.3.6. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Để đề phòng khả năng biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạng khi mở máy ) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Theo công thức 10.27[1] trang 200, ta có: 2 2 3 [ ] td = + Tính σ: Theo công thức 10.28[1] trang 200, ta có: ax 3 0,1. m M d = ( Mmax: mômen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm). Tính τ: Theo công thức 10.29[1] trang 200, ta có: ax 3 0,2. m T d = ( Tmax: mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm). Tính [σ]: Theo công thức 10.30[1] trang 200, ta có: [ ] 0,8 0,8.580 464 ch MPa = = =
72. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 72 https://eng.vn/ Bảng 3.4. Thông số của trục về độ bền tĩnh Tiết diện τ σtd 21 28,6 19,4 44,1 22 38,1 19,4 50,8
73. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 73 https://eng.vn/ 3.4. Tính thiết kế trục III 3.4.1. Tải trọng tác dụng lên trục Mômen xoắn: TIII = 1353175,9 Nmm Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức 10.1[1] trang 184, ta có: Lực vòng: 3 4 10471,4 t t F F N = = Lực hướng tâm: 3 4 4045,7 r r F F N = = Lực dọc trục: 3 4 2610,8 a a F F N = = Mômen uốn: w2 4 4 375 2610,8 489525 2 2 a a d M F N = = = 3.4.2. Tính sơ bộ đường kính trục Theo công thức 10.9[1] trang 188, ta có: 3 0,2[ ] sb k k T d = Với: + [τ] = 15…30 MPa: ứng suất xoắn cho phép đối với vật liệu thép. + Tk = TIII = 1840122 Nmm. 3 3 1840122 (67...85) 0,2[15...30] sb d mm = = Ta chọn d3 = 70 mm, theo bảng 10.2[1]trang 189 chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 1 là b03 = 35mm. 3.4.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 3.4.3.1. Chiều dài mayơ Chiều dài mayơ bánh răng trụ 2: Theo công thức 10.12[1] trang 189: 32 3 (1,2...1,4) (1,2...1,4).70 (84...98) m l d mm = = =
74. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 74 https://eng.vn/ Lấy: lm32 = 90 mm. 3.4.3.2. Theo bảng 10.3 [1] trang 189, ta có Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = (8…15) mm Lấy k1 = 8 mm. Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp: k2 = (5…15) mm Lấy k2 = 5 mm. Theo hình 1, ta có: Khoảng từ gối đỡ 0 đến bánh răng trụ 2: l32 = l22 = 68,5 mm. Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1: l31 = l21 = 277 mm. 3.4.4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 3.4.4.1. Sơ đồ đặt lực lên trục Vì trục 3 có nối với bộ phận làm việc là băng tải nên ta phải chọn khớp nối. Dựa vào đường kính trục d = 70mm, theo bảng 16.10a trang 68[2], ta chọn đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của khớp nối đàn hồi là D0 = Dt =200 mm. Ta tính lực hướng tâm do nối trục đàn hồi gây ra. 2. 2 1840122 18401,2 200 5 (0,2...0,3) 0,25.18401,2 4600,3 III t T Ft N D Fr Ft N = = = = = = lc33= 0,5(lm33 +bo) +k3 +hn = 0,5(126 +35) +10 +18 = 108,5mm với lm33=1,8.70 = 126 mm - chiều dài mayơ của nối trục đàn hồi. * k3=10 mm * hn=18 mm
75. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 75 https://eng.vn/ Hình 3.8. Sơ đồ đặt lực lên trục 3 3.4.4.2. Tính phản lực Theo phương yOz: Tổng mômen tại điểm A: 4 4 5 4 4 5 0 .208,5 .277 385,5. 0 .208,5 385,5. 4045,7.208,5 489525 385,5.4600,3 5124,2 277 277 A r yC a r r a r yC M F R M F F M F R N = − − − = − − − − = = = − Vậy yC R ngược chiều với chiều giả định. Phương trình cân bằng lực: 4 5 4 5 0 0 4045,7 5124,2 4600,3 5678,8 r yC yA r yA r yC r F F R R F R F R F N = − + − = = − + + = − + + = Theo phương xOz: Tổng mômen tại điểm A: O z y x Ft4 Fa4 A B D C RyC RyA RxA RxC Fr5 208,5 68,5 108,5 Fr4
76. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 76 https://eng.vn/ 4 4 0 .208,5 .277 0 .208,5 10471,4.208,5 7881,9 277 277 A t xC t xC M F R F R N = − = = = = Phương trình cân bằng lực: 4 4 0 10471,4 7881,9 2589,5 t xC xA xA t xC F R R R F R N − + + = = − = − = Hình 3.9. Biểu đồ mômen trục 3 Ma4 Fr4 Fr5 RyA RxA RxC Ft4 y z O x z O Mx My T 694504,8 1184029,8 499132,6 539910,8 1840122 RyC A A B B C C D D (+) (+)
77. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 77 https://eng.vn/ 3.4.4.3. Tính mômen tương đương tại các tiết diện Xét mặt cắt tại điểm B: Dựa vào biểu đồ mômen, ta có: Mx = 1184029,8 Nmm My = 539910,8 Nmm 𝑇31 = 1840122 Nmm Theo công thức 10.15[1] trang 194, ta có: 2 2 2 2 31 31 31 1184029,8 539910,8 1301318,7 x y M M M Nmm = + = + = Theo công thức 10.16[1]trang 194, ta có: 2 2 2 2 31 31 31 0,75. 1301318,7 0,75.1840122 2057417,6 td M M T Nmm = + = + = Xét mặt cắt tại điểm C: Dựa vào biểu đồ mômen, ta có: Mx = 499132,6Nmm My = 0 Nmm 𝑇32 = 1840122 Nmm Theo công thức 10.15[1] trang 194, ta có: 2 2 2 2 32 32 32 499132,6 0 499132,6 x y M M M Nmm = + = + = Theo công thức 10.16[1]trang 194, ta có : 2 2 2 2 32 32 32 0,75. 499132,6 0,75.1840122 1669931,2 td M M T Nmm = + = + = 3.4.4.4. Tính đường kính trục tại các tiết diện Theo bảng 10.5[1] trang 195, ta có: [σ] = 50 Tại B: Theo công thức 10.17[1] trang 194, ta có: 31 3 3 2057417,6 74,3 0,1. 0,1.50 td M d mm = = =
78. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 78 https://eng.vn/ Tại C: Theo công thức 10.17[1] trang 194, ta có: 31 3 3 31 1669931,2 69,4 0,1. 0,1.50 td M d mm = = = 3.4.4.5. Định kết cấu trục Dựa vào các tiết diện trục vừa tính được và chiều tương ứng, đồng thời các yêu cầu về lắp ghép và công nghệ, ta chọn kết cấu trục: Tại A: Tại A là điểm lắp ổ lăn nên theo tiêu chuẩn trang 195, ta chọn d30 = 70 mm. Tại B: Tại B là điểm lắp bánh răng nên theo tiêu chuẩn trang 195, ta chọn d31 =80mm. Kích thước then: Theo bảng 9.1a[1] trang 173, ta chọn: + lt = (0,8..0,9)lm32 = (0,8..0,9).90 = (72..81)mm Chọn lt = 80 + b = 22; h = 14; t1 = 9; t2 = 5,4. Tại C: Tại C là điểm lắp ổ lăn nên theo tiêu chuẩn trang 195, ta chọn d32 = 70mm. Tại D: Tại D là trục nối nên theo tiêu chuẩn trang 195, ta chọn d33 = 65 mm. Kích thước then: Theo bảng 9.1a[1] trang 173, ta chọn: + lt = (0,8..0,9)lm33 = (0,8..0,9).126 = (100,8..113,4)mm Chọn lt = 110 + b = 18;th = 11; t1 = 7; t2 = 4,4
79. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 79 https://eng.vn/ Hình 3.10. Sơ bộ trục 3 3.4.5. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Khi xác định đường kính trục theo công thức 10.17[1] trang 194, chưa xét ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt… Vì vậy sau khi định kết cấu trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm điểm thỏa mãn điều kiện sau: Theo công thức 10.19[1] trang 195, ta có: 2 2 . [ ] j j j j j s s s s s s = + Trong đó: + [s]: hệ số an toàn cho phép, ta chọn [s] = 2,5 ( trang 195 ). + sσj: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tiết diện. + sτj: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện. Tính sσj: Theo công thức 10.20[1] trang 195, ta có: 70 90 277 80 22 110 18 70 80
80. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 80 https://eng.vn/ 1 j dj aj mj s K − = + Trong đó: + σ-1: giới hạn mỏi uốn. Có thể lấy σ-1 = 0,436σb = 0,436.850 = 370,6MPa. + σaj và σmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp. Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó σmj = 0. Theo công thức 10.22[1] trang 196, ta có: axj W j aj m j M = = Theo bảng 10.6[1] trang 196, ta có: 3 2 1 1 ( ) W 32 2 j j j j d bt d t d − = − + ψσ: hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Tra bảng 10.7[1] trang 197, ta có ψσ = 0,1 + Kσdj: hệ số. Theo công thức 10.25[1] trang 197, ta có: 1 x dj y K K K K + − = Kx: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt. Tra bảng 10.8[1] trang 197, ta có Kx = 1,1. Ky: hệ số tăng bền. Tra bảng 10.9[1] trang 197, ta có Ky = 1,5. Kσ: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn. Tra bảng 10.12[1] trang 199, ta có Kσ = 2,01. εσ: hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi.Tra bảng 10.10[1] trang 198, ta có εσ = 0,73. Tính sτj: Theo công thức 10.21[1] trang 195, ta có:
81. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 81 https://eng.vn/ 1 j dj aj mj s K − = + Trong đó: + τ-1: giới hạn mỏi xoắn. Có thể lấy τ-1 = 0,58σ-1 = 0,58.370,6 ≈ 215 MPa. + τaj và τmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp. Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động. Theo công thức 10.23[1] trang 196, ta có: axj 2 2W m j aj mj Oj T = = = Theo bảng 10.6[1] trang 196, ta có: 3 2 1 1 ( ) W 16 2. j j Oj j d bt d t d − = − + ψτ: hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Tra bảng 10.7[1] trang 197, ta có ψτ = 0,05 + Kτdj: hệ số. Theo công thức 10.26[1] trang 197, ta có: 1 x dj y K K K K + − = Kx: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt. Tra bảng 10.8[1] trang 197, ta có Kx = 1,1. Ky: hệ số tăng bền. Tra bảng 10.9[1] trang 197, ta có : Ky = 1,5. Kτ: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn. Tra bảng 10.12[1] trang 199, ta có Kτ = 1,88. ετ: hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trụcđến giới hạn mỏi.Tra bảng 10.10[1] trang 198, ta có ετ = 0,71. Trục III có tiết diện nguy hiểm là tiết diện 31 (điểm B) có T = 1840122Nmm và M31 =1301318,3 Nmm. Dựa các công thức trên ta có:
82. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 82 https://eng.vn/ Bảng 3.5. Thông số của trục về độ bền mỏi Tiết diện d(mm) W WO Kσdj Kτdj sσ sτ S 31 80 41880,2 92145,7 1,9 1,83 6,3 20,8 6,03 3.4.6. Kiểm nghiệm độ bền tĩnh Theo công thức 10.27[1] trang 200, ta có: 2 2 3. [ ] td = + Theo công thức 10.28[1] trang 200, ta có : ax 3 0,1. m M d = ( Mmax: mômen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm). Tính τ: Theo công thức 10.29[1] trang 200, ta có: ax 3 0,2. m T d = ( Tmax: mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm). Tính [σ]: Theo công thức 10.30[1] trang 200, ta có: [ ] 0,8 0,8.580 464 ch MPa = = = Bảng 3.6. Thông số của trục về độ bền tĩnh Tiết diện τ σtd 31 23,1 35,9 66,3
83. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 83 https://eng.vn/ CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN Ổ LĂN VÀ THEN 4.1. Tính toán ổ lăn cho trục I Hình 4.1. Sơ đồ tính ổ lăn trục 1 4.1.1. Chọn loại ổ lăn và cấp chính xác Chọn loại ổ lăn Các lực tác dụng lên ổ: Tại gối B: 2179,2 1338,2 Bx By R N R N = = Tổng phản lực tác dụng lên ổ: 2 2 2 2 1338,2 2179,2 2557,2 rB Bx By F R R N = + = + = Tại gối C: 7149,3 1488 Cx Cy R N R N = = Tổng phản lực tác dụng lên ổ: 2 2 2 2 7149,3 1488 7302,5 rC Cx Cy F R R N = + = + = Xác định tỷ số: 1 630,3 0,24 0,3 2557,2 a rB F F = =
84. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 84 https://eng.vn/ Ta thấy lực dọc trục khá nhỏ so với lực hướng tâm nhưng do có yêu cầu về độ cứng của ổ (ổ đỡ bánh răng côn), đảm bảo cố định chính xác vị trí trục và chi tiết quay theo phương dọc trục (bánh răng côn) nên ta chọn ổ đũa côn. Cấp chính xác Đối với hộp giảm tốc thường dùng ổ lăn cấp chính xác bình thường ( 0 ). 4.1.2. Chọn kích thước ổ lăn Với d = 45mm, tra phục lục P2.11[1] trang 261, ta chọn sơ bộ ổ cỡ trung kí hiệu 7309 có C = 76,1kN, C0 = 59,3kN, α = 100 83’. 4.1.3. Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Tính lực dọc trục Fs do lực hướng tâm Fr tác dụng lên ổ Theo công thức 11.7[1] trang 217, ta có: Fs = 0,83eFr Đối với ổ đũa côn: e = 1,5tanα = 1,5.tan100 83’= 0,3 0,83 0,83.0,3.2557,2 636,7 0,83 0,83.0,3.7302,5 1818,3 sB rB sC rC F eF N F eF N = = = = = = Lực dọc trục tác dụng lên ổ Theo công thức 11.10[1] trang 218, ta có: 1 1 1818,3 670,3 2488,6 636,7 670,3 33,6 aB sC a aC sB a F F F N F F F N = + = + = = − = − = − Ta thấy: 2488,6 636,7 2488,6 33,6 1818,3 1818,3 aB sB aB aC sC aC F F N F N F N F N F N = = = = − = = Xác định hệ số tải trọng X, Y Ta có tỷ số:
85. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 85 https://eng.vn/ 2488,6 0,97 0,3 . 1.2557,2 aB rB F e V F = = = (V: hệ số kể đến vòng nào quay, vòng trong quay V = 1) Theo bảng 11.4[1] trang 215, ta có: XB = 0,4 YB = 0,4cotg𝛼=0,4.cotg 100 83’ =2. Ta có tỷ số: 1818,3 0,25 0,3 . 1.7302,5 aC rC F e V F = = = Theo bảng 11.4[1] trang 215, ta có: XC = 1 YC =0 Tính tải trọng động quy ước Q Theo công thức 11.3[1] trang 214, ta có: d d ( . . . ) . (0,4.1.2557,2 2.2488,6).1.1,3 7800,1 ( . . . ) . (1.1.7302,5).1.1,3 9493,3 B B rB B aB t C C rC C aC t Q X V F Y F k k N Q X V F Y F k k N = + = + = = + = = Trong đó : + kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, lấy kt = 1. + kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3[1] trang 215, lấy kđ = 1,3. Ta thấy: QC > QB nên ta chọn QC để tính khả năng tải động Cd. Tính khả năng tải động Cd Theo công thức 11.1[1] trang 213, ta có: .m d C C Q L = Với : Tuổi thọ 6 6 60. . 60.934,3.16000 897 10 10 I h n L L = = = ( triệu vòng) Trong đó:
86. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 86 https://eng.vn/ + nI: số vòng quay của trục 1. + Lh: thời gian làm việc (giờ). + m: đường cong mỏi, với ổ đũa m = 10/3 Suy ra: 10 3 9493,3. 897 72988,5 d C N = = Ta thấy: Cd < C nên khả năng tải động của ổ được đảm bảo. 4.1.4. Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay n < 1vg/ph, tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư, theo điều kiện 11.18[1] trang 221, ta có: Qt ≤ C0 Trong đó: + C0: khả năng tải tĩnh, theo bảng P2.11 C0 = 75,9kN. + Qt: tải trọng tĩnh quy ước. Tính Qt: Theo công thức 11.19[1] trang 221, ta có: t O r O a Q X F Y F = + Trong đó: + XO,YO: hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng hướng trục. Theo bảng 11.6[1] trang 221, ta có : XO = 0,5; YO = 0,22cotgα = 0,22.cotg100 83’ = 1,1. + Fr = FrB = 2557,2N + Fa = FaB = 2488,6N Suy ra: 0 0,5.2557,2 1,1.2488,6 4016,1 67,2 t Q N C kN = + = = Vậy kiểu ổ 7310 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng tĩnh
87. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 87 https://eng.vn/ 4.2. Tính toán ổ lăn cho trục II Hình 4.2. Sơ đồ tính ổ lăn trục 2 4.2.1. Chọn loại ổ lăn và cấp chính xác Chọn loại ổ lăn Các lực tác dụng lên ổ: Tại gối A: 6178 987,1 Ax Ay R N R N = = Tổng phản lực tác dụng lên ổ: 2 2 2 2 6178 987,1 6256,3 rA Ax Ay F R R N = + = + = Tại gối D: 9263,5 4263,5 Dx Dy R N R N = = Tổng phản lực tác dụng lên ổ: 2 2 2 2 9263,5 4263,5 10197,5 rD Dx Dy F R R N = + = + = Tổng lực dọc trục: 3 2 2610,8 1680,2 930,6 at a a F F F N = − = − = Xác định tỷ số:
88. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 88 https://eng.vn/ 930,6 0,15 0,3 6256,3 at rA F F = = Ta chọn ổ đũa côn do có yêu cầu về độ cứng của ổ, đảm bảo cố định chính xác vị trí trục và chi tiết quay theo phương dọc trục. Chọn cấp chính xác Đối với hộp giảm tốc thường dùng ổ lăn cấp chính xác bình thường ( 0 ). 4.2.2. Chọn kích thước ổ lăn Với d = 45mm, tra phục lục P2.11[1] trang 262, ta chọn sơ bộ ổ cỡ trung kí hiệu 7309 có C = 76,1kN, C0 = 59,3kN, α = 100 83’. 4.2.3. Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Tính lực dọc trục Fs do lực hướng tâm Fr tác dụng lên ổ Theo công thức 11.7[1] trang 217, ta có: Fs = 0,83eFr Đối với ổ đũa côn: e = 1,5tanα = 1,5.tan100 83’=0,3 0,83 0,83.0,3.6256,3 1557,8 0,83 0,83.0,3.10197,5 2539,2 sA rA sD rD F eF N F eF N = = = = = = Lực dọc trục tác dụng lên ổ Theo công thức 11.10[1] trang 218, ta có: 2539,2 930,6 1608,6 1557,8 930,6 2488,4 aA sD at aD sA at F F F N F F F N = − = − = = + = + = Ta thấy: 1608,6 1557,8 1608,6 2488,4 2539,2 2539,2 aA sA aA aD sD aD F N F N F N F F N F N = = = = = = Xác định hệ số X, Y Ta có tỷ số:
89. Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy SVTH: Nguyễn Minh Hùng Page 89 https://eng.vn/ 1608,6 0,26 0,3 . 1.6256,3 aA rA F e V F = = = (V: hệ số kể đến vòng nào quay, vòng trong quay V = 1) Theo bảng 11.4[1] trang 215, ta có: XA = 1, YA = 0. Ta có tỷ số: 2539,2 0,25 0,3 . 1.10197,5 aD rD F e V F = = = Theo bảng 11.4[1] trang 215, ta có: XD = 1, YD = 0. Tính tải trọng động quy ước Q Theo công thức 11.3[1] trang 214, ta có: d d ( . . . ) . (1.1.6256,3).1.1,3 8133,2 ( . . . ) . (1.1.10197,5).1.1,3 13256,8 A A rA A aA t D D rD D aD t Q X V F Y F k k N Q X V F Y F k k N = + = = = + = = Trong đó : + kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, lấy kt = 1. + kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3[1] trang 215, lấy kđ = 1,3. Ta thấy: QD > QA nên ta chọn QD để tính khả năng tải động Cd. Tính khả năng tải động Cd Theo công thức 11.1[1] trang 213, ta có: .m d D C Q L = Với: Tuổi thọ 6 6 60. . 60.373,7.16000 358,8 10 10 II h n L L = = = ( triệu vòng) Trong đó: + nII: số vòng quay của trục 2. + Lh: thời gian làm việc (giờ). + m: đường cong mỏi, với ổ đũa : m = 10/3 Suy ra: 10 3 13256,8. 358,8 77427,4 d C N = =
