1. Trang chủ >
  2. Kỹ Thuật - Công Nghệ >
  3. Cơ khí - Chế tạo máy >

Phân phối tỷ số truyền. Tỷ số truyền chung:u TÍNH TRỤC 2 .4.1

Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (388.19 KB, 43 trang )


động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện: : P
đc
≥ P
yc
, n
đc
≈ n
sb

dn K
mm
T T
T T

1
tra bảng P1.3 Tr 237 ta chon động cơ có ki hiệu 4A100S4Y3 có:
cơng suất: P
đc
=3Kw vận tốc : n
đc
=1420vòngphút cosφ=0,83
hiệu suất: η
=82 tỷ số:T
max
T
dn
=2,2 và T
K
T
dn
=2,0T
mm
T
1
=1,3 đường kính trục động cơ : d
đc
=28 mm

1.2. Phân phối tỷ số truyền. Tỷ số truyền chung:u


c
=n
đc
n
ct
=142026,044=54,523. Chọn u
ng
=3 ⇒
u
h
=54,5233=18,174. Ta có: u
h
=u
1
.u
2
. Trong đó: u
1 là
tỷ số truyền cấp nhanh, u
2
là tỷ số truyền cấp chậm Phân phối tỷ số truyềng theo nhiều chỉ tiêu, từ đồ thị bên dưới ta chọn được:
u
1
=5,7 ⇒
u
2
=3,188 ⇒
u
x
=3
1.3. Tính các thơng số. 1.3.1.Số vòng quay:
n
đc
=1420vòngphút ⇒
n
1
=1420vòngphut ⇒
n
2
=n
1
u
1
=14205,7=249,12 vp ⇒
n
3
=n
2
u
2
=249,12 3,188=78,143vp ⇒
n
ct
=n
3
u
ng
=78,1433=26,05vp Sai số tốc độ quay của dộng cơ
3
4 0002
, 100
. 044
, 26
044 ,
26 05
, 26
100 .
= −
= −
=
ct ct
ct
n n
n δ
Công suất của các trục công tác, trục 1, trục 2, truc 3. P
ct
=
1000 Fv
=2,55 kW ;
756 ,
2 0,995.0,93
2,55 η
η P
P
xich ol
ct 3
= =
=
kW ;
856 ,
2 0,995.0,97
2,756 η
η P
P
br ol
3 2
= =
=
kW;
96 ,
2 0,995.0,97
2,856 η
η P
P
br ol
2 1
= =
=
kW; Công suất thực của động cơ phát ra trong quá trình làm việc:
005 ,
3 0,995.0,99
2,96 η
η P
P
khop ol
I dc
= =
=
Ta thấy công suất động cơ phát ra trong thực tế lớn hơn không đáng kể so với công suất định mức của động cơ.
1.3.2. Mômen của động cơ, các trục 1 , 2, 3 và của trục công tác. T
đc
= 9,55. 10
6
.
20210 1420
005 ,
3 .
10 .
55 ,
9
6
= =
dc dc
n P
N.mm. T
I
’ =
5 ,
9953 1420
96 ,
2 .
10 .
55 ,
9 .
2 1
. 10
. 55
, 9
. 2
1
6 1
1 6
= =
n P
N.mm. T
II
=
6 ,
109484 249,12
2,856 .
,55.10 9
n P
. 10
9,55.
6 2
2 6
= =
N.mm. T
III
= 9,55. 10
6
.
8 ,
336815 78,143
2,756 .
9,55.10 n
P
6 3
3
= =
N.mm. T
ct
= 9,55. 10
6
.
9 ,
934836 26,05
2,55 .
9,55.10 n
P
6 ct
ct
= =
N.mm. Từ những kết quả tính tốn trên ta có bảng sau:
PHẦN 2. TÍNH TỐN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY. 2.1 TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC
2.1.1. Chọn vật liệu: Trục
Th.số T.S truyền
Động cơ I
II III
Công tác 1
U
1
= 5,7 U
2
= 3,188 U
x
=3 PkW
3,005 2,96
2,856 2,756
2,55 n vgph
1420 1420
249,12 78,143
26,05 TN.mm
20210 9953,5
109484,6 336815,8
934836,9
4
Do khơng có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế,thuận tiện trong việc gia cơng chế tạo , ở đây ta chọn vật liệu làm các bánh răng như
nhau Với
15 10
2 1
÷ +
≥ HB
HB
Cụ thể chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện Bánh nhỏ : HB=241…285 có
. 850
1
MPa
b
=
σ
. 580
1
MPa
ch
=
σ
Chọn HB
1
=250 Bánh răng lớn :
. 450
. 750
MPa MPa
ch b
= =
σ σ
Chọn HB
2
=235
2.1.2.Ứng suất cho phép 2.1.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] và ứng suất uốn cho phép [σ
F
]
theo công thức 6.1 và 6.2:
HL xH
v R
H H
H
K K
Z Z
S .
. .
. ]
[
lim
σ σ =
FL FC
xF s
R F
F F
K K
K Y
Y S
. .
. .
] [
lim
σ σ =
Trong đó: Z
R
-hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc Z
v
- hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng K
xH
– hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng Y
R
– hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng Y
S
–hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất K
xF
–hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ
1 .
. 1
. .
= =
xF S
R xH
V R
K Y
Y K
Z Z
K
FC
– hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên K
FC
=1 S
H
, S
F
–hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc và uốn. tra bảng 6.2 ta có :
S
H
=1,1; S
F
=1,75.
lim lim
;
F H
σ σ
-Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở
Ta có
570 70
250 .2
70 .2
1 lim
lim
3 1
MPa HB
H H
= +
= +
= =
σ σ
450 250
. 8,
1 .
8, 1
1 lim
lim
3 1
MPa HB
F F
= =
= =
σ σ
540 70
235 .2
70 .2
2 lim
lim
4 2
MPa HB
H H
= +
= +
= =
σ σ
5
423 235
. 8,
1 .
8, 1
2 lim
lim
4 2
MPa HB
F F
= =
= =
σ σ
. K
HL
, K
FL
-hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:
H
m HE
HO HL
N N
K =
F
m FE
FO FL
N N
K =
m
H
, m
F
-bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn. Vì HB 350: m
H
= 6, m
F
= 6. N
HO
, N
FO
– số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
4 ,
2
. 30
HB
H N
HO
=

. 10
. 71
, 1
250 .
30
7 4
, 2
1
= =
HO
N .
10 .
626 ,
1 245
. 30
7 4
, 2
2
= =
HO
N
N
FO
=4.10
6
. N
HE
, N
FE
- số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Do tải trọng thay đổi nên ta có:
N
HE
=60c Σ
T
i
T
max 3
n
i
t
i
N
HE
=60cn
i
u
j
. Σ
t
i
Σ T
i
T
max 3
t
i
t
ck
N
FE
=60c Σ
T
i
T
max 6
n
i
t
i
N
FE
=60cn
j
u
j
. Σ
t
i
Σ T
i
T
max 6
t
i
t
ck
c- số lần ăn khớp trong một vòng quay c=1 n
i
- số vòng quay trục thứ j trong 1 phút ở chế độ thứ i t
i
- thời gian làm việc ở chế độ thứ i I
h
= Σ
t
i
- Tổng số giờ làm việc thời hạn phục vụ . I
h
=11500h
Với bộ truyền cấp nhanh bánh trụ răng nghiêng. Ta có:
8 3
3 HE
10 .
3 1,
8 4
. 8
, 8
4 .
1 .11500.
5,7 60.1.1420
N
1
= +
=
N
HO1
=1,71.10
7
do đó K
HL1
=1 ứng suất tiếp xúc sơ bộ cho phép :
o H
H lim
] [
σ σ =
. K
HL1
S
H
Với S
H
= 1,1
] [
H
σ
1sb
=570.11.1=518,2 MPa
] [
H
σ
2sb
=540.11.1=490,9 MPa Suy ra
] [
H
σ
m12
=
] [
H
σ
1sb
+
] [
H
σ
2sb
2=518,2+490,92=504,55 MPa Ta thấy
] [
H
σ
m12
1,25
] [
H
σ
2
=613,625
6
4.10 N
.10 085
, 1
8 4
8 ,
8 4
.115001 5,7
60.1.1420 N
6 FO
8 6
6 FE
1
= =
+ =
do đó K
FL1
=1 ứng suất uốn sơ bộ cho phép
o F
F lim
] [
σ σ =
. K
FL
S
F
] [
F
σ
1sb
=450.11,75=257,14 MPa
] [
F
σ
2sb
=423.11,75=241,7 MPa
Tương tự với bộ truyền cấp chậm , bánh trụ răng thẳng, ta có:
7 1
7 3
3 2
10 .
626 ,
1 10
. 08
, 4
8 4
8 ,
8 4
. 1
. 11500
. 188
, 3
12 ,
249 .
1 .
60 =
= 
 
 
 +
=
HO HE
N N
do đó K
HL2
=1; ứng suất tiếp xúc sơ bộcho phép :
o H
H lim
] [
σ σ =
. K
HL2
S
H
] [
H
σ
3sb
=570.11,1=518,2 MPa
] [
H
σ
4sb
=540.11,1=490,9 MPa Suy ra
] [
H
σ
m34
=
] [
H
σ
3sb
+
] [
H
σ
4sb
2=518,2+490,92=504,55 MPa Ta thấy
] [
H
σ
m34
1,25
] [
H
σ
4
=613,625
4.10 N
.10 085
, 1
8 4
86 ,
8 4
.115001 5,7
2 60.1.249,1
N
6 FO
8 6
FE2
= =
+ =
do đó K
FL2
=1 ứng suất uốn sơ bộ cho phép:
o F
F lim
] [
σ σ =
. K
FL2
S
F
] [
F
σ
3sb
=450.11,75=257,14 MPa
] [
F
σ
4sb
=423.11,75=241,7 MPa
2.1.2.2.Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
ch H
σ σ
. 8
, 2
] [
max
= ]
[ 1260
450 .
8 ,
2 ]
[ ]
[ ]
[ 1624
580 .
8 ,
2 ]
[ ]
[
max 4
max 2
max 3
max 1
MPa MPa
H H
H H
= =
= =
= =
σ σ
σ σ
2.1.2.3.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
] [
F
σ
1max
=
] [
F
σ
3max
=0,8
σ
ch1
=0,8.580=464 MPa
] [
F
σ
2max
=
] [
F
σ
4max
=0,8
σ
ch2
=0,8.450=360 MPa
2.1.3. Truyền động bánh răng trụ 2.1.3.1. Đối với cấp nhanh.
2.1.3.1.1. Các thông số cơ bản của bộ truyền. Khoảng cách trục a
w1
7
Theo công thức 6.15a:
3 2
1
. .
] [
. 1
.
1
ba H
H a
w
u k
T u
k a
ψ σ
β
± =
1
T
là mômen xoắn trên trục công tác tương ứng với một cặp bánh răng của bộ phân đôi.
1
T
=9953,5Nmm
] [
H
σ
- ứng suất tiếp xúc cho phép. K
a,
– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.
tra Bảng 6.5 ta có: K
a
=43; K
d
=67,5
ba
ψ
-hệ số chọn theo bảng 6.6:
4 ,
25 ,
÷ =
ba
ψ
.chọn
ba
ψ
=0,3
β
H
k
- hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tính theo sức bền tiếp xúc .
Chọn theo bảng 6.7 với
1 .
. 53
,
1
+ =
u
ba bd
ψ ψ
=0,53.0,3.5,7+1=1.06 Chọn được
.
β
H
K
=1,15 ⇒
]. [
84 3
, .
7 ,
5 .
2 ,
518 15
, 1
. 5
, 9953
. 1
7 ,
5 .
43
3 2
mm a
w
= +
=
Chọn a
w
=100 mm
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ d
w1
:
d
w1
=2.a
w
u
1
+1=2.1005,7+1=29,85 mm
2.1.3.1.2.Các thông số ăn khớp. - Xác định môđun m:
w
a m
. 02
, 01
,
12
÷ =
= 1
÷
2
Theo bảng 6.8: Chọn m
12
=1,25.
-Xác định số răng , góc nghiêng
β
Do vị trí đặt các bánh răng đối xứng để lực dọc trục bị triệt tiêu. Do đó, ta chọn góc nghiêng
β
=40 .
Cơng thức 6.31 ta có: số răng bánh nhỏ:
3 ,
18 1
7 ,
5 25
, 1
40 cos
. 100
. 2
1 .
cos .
. 2
12 1
= +
= +
= u
m a
Z
w
β
Chọn Z
1
=20 răng Số răng bánh lớn
1 2
.Z u
Z =
=5,7.20=114răng Chọn z
2
= 115 răng Z
t1
=Z
1
+Z
2
=20+115=135 Tỷ số truyền thực:
75 ,
5 20
115
1 2
1
= =
= Z
Z u
m
8
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: d
w1
=2a
w
u
1
+1=2.1005,75+1=29,63mm; Tính lại góc
β
:
84375 ,
100 .
2 135
. 25
, 1
. 2
. cos
1 1
12
= =
=
w t
a Z
m
β

β
=32 28’

2.1.3.1.3 .kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc


Công thức 6.33:
]. [
. .
1 .
. .
2 .
. .
2 1
1
H w
H H
M H
d u
b u
K T
Z Z
Z
σ σ
ε
≤ +
=
Z
M
–Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Bảng 6.5: Z
m
= 274[MPa]
13
. Z
H
–hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
tw b
H
Z
α β
2 sin
cos .
2 =
b
β
- Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở
β α
β
tg tg
t b
. cos
=
. ở đây : α
t
–góc profil răng. α
tw
là góc ăn khớp. đối với bánh răng nghiêng, khơng dịch chỉnh ta có
. 20
23 28
32 cos
20 cos
= 
 
 
 =
 
 
= =
o t
tw
tg arctg
tg arctg
β α
α α
. 18
30 5842
, 38
38 .
20 23
cos =
→ =
= →
b b
tg tg
β β
. 54
, 1
20 23
. 2
sin 18
30 cos
. 2
= =

H
Z
Z
ε
-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số trùng khớp dọc
β
ε
tính theo cơng thức:
π β
ε
β
. sin
.
12 1
m b
w
=
; với b
w
là bề rộng vành răng.
. 30
100 .
3 ,
.
1 1
= =
=
w ba
w
a b
ψ
. 1
05 ,
2 .
5 ,
2 28
32 sin
. 30
= =
π ε
β
Khi đó theo cơng thức 6.36c:
α ε
ε
1 =
Z
. và hệ số trùng khớp ngang ε
α
có thể tính gần đúng theo cơng thức:
. 722
, 1
28 32
cos 115
1 20
1 2
, 3
88 ,
1 cos
1 1
2 ,
3 88
, 1
2 1
= 
 
 
 
 
 
 +
− =
 
 
 
 
 
+ −
= β
ε
α
z z
9
. 762
, 722
, 1
1 =
= →
ε
Z
K
H
–hệ số tải trọng khi tính tốn tiếp xúc
. .
.
Hv H
H H
K K
K K
α β
=
Với
15 ,
1 =
β
H
K
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. tra bảng 6.7.
α H
K
=1,13 -hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng do các đôi răng cùng ăn khớp. tra bảng 6.14.
Hv
K
- hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp. Công thức 6.41:
. .
. .
2 .
. 1
1
1
α β
υ
H H
w w
H Hv
K K
T d
b K
+ =
u a
v g
w o
H H
. .
.
δ υ
=
. v-vận tốc vòng, tính theo cơng thức:
v=πd
w1
n
1
60000 ms v=3,14.29,63.142060000=2,2ms
H
δ
-hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
Tra bảng 6.15:
H
δ
=0,002. g
o
-hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng
tra bảng 6.16, với vận tốc vòng v=2,2 ms ta chọn cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9. tra bảng 6.13
ta có: g
o
= 73.bảng 6.16
. 046
, 1
13 ,
1 .
15 ,
1 .
5 ,
9953 .
2 63
, 29
. 30
. 34
, 1
1 .
34 ,
1 75
, 5
100 .
2 ,
2 .
73 .
002 ,
= +
= →
= =

Hv H
K
υ
. 36
, 1
046 ,
1 .
13 ,
1 .
15 ,
1 =
= →
H
K ]
[ 2
, 353
63 ,
29 .
75 ,
5 .
30 1
75 ,
5 .
36 ,
1 .
5 ,
99563 .
2 .
762 ,
. 54
, 1
. 274
2
MPa
H
= +
= σ
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ; Với v=2,2ms 5 ms ta có Z
v
=1 Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi đó
cần gia cơng đạt độ nhám R
a
=2,5..1,25
m
µ , do đó :
Z
R
=0,95; với d
a
700mm suy ra K
xH
=1 Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] được tính theo cơng thức 6.1
xH v
R m
H H
K Z
Z .
. .
] [
] [
12
σ σ
=
504,55.0,95.1.1=479,32 Ta thấy
σ
H
] [
H
σ
do vậy bánh răng đủ bền.

2.1.3.1.4. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .


Công thức 6.43:
[ ]
1 1
1 .
1 1
. .
. .
. .
. 2
F w
w F
F F
m d
b Y
Y Y
K T
σ σ
β ε
≤ =
10
] [
2 1
2 1
2
F F
F F
F
Y Y
σ σ
σ
≤ =
trong đó
581 ,
722 ,
1 1
1 =
= =
α ε
ε
Y
hệ số kể đén sự trùng khớp, với ε
α
là hệ số trùng khớp ngang.
768 ,
140 28
32 1
140 1
= −
= −
=
β
β
Y
hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
2 1
,
F F
Y Y
- hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương
. 3
, 33
28 32
cos 20
cos
3 3
1
1
= =
=
β
Z Z
v
48 ,
191 28
32 cos
115 cos
3 3
2
2
= =
=
β
Z Z
v
.
Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có:
{
. 60
, 3
. 77
, 3
2 1
= =
F F
Y Y
F
K
- hệ số tải trọng khi tính về uốn.
Fv F
F F
K K
K K
. .
α β
=
.
β
F
K
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính bảng 6.7:
β
F
K
=1,32.
α F
K
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc êm là 9, ta có:
α F
K
=1,37.
Fv
K
- hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:
. .
. .
2 .
. 1
1
α β
υ
F F
w w
F Fv
K K
T d
b K
+ =
u a
v g
w F
F
. .
.
δ υ
=
.
006 ,
=
F
δ
. bảng 6.15.
73 =
g
. bảng 6.16.
v=2,2 ms

. 02
, 4
75 ,
5 100
. 2
, 2
. 73
. 006
, =
=
F
υ

1 ,
1 37
, 1
. 32
, 1
. 5
, 9953
. 2
63 ,
29 .
30 .
02 ,
4 1
= +
=
Fv
K

. 99
, 1
1 ,
1 .
37 ,
1 .
32 ,
1 .
. =
= =
Fv F
F F
K K
K K
α β
Vậy:
] [
60 25
, 1
. 63
, 29
. 30
77 ,
3 .
768 ,
. 581
, .
99 ,
1 .
5 ,
9953 .
2
1
MPa
F
= =
σ
11
Và:
] [
3 ,
67 77
, 3
6 ,
3 .
60
2
MPa
F
= =
σ
Với m = 1,25, Y
S
= 1,08- 0,0695ln1,25 = 1,065 Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên Y
R
= 1 Do d
a
400mm nên K
xF
= 1 khi đó
[ ] [ ]
MPa K
Y Y
xF R
S sb
F F
274 1
. 1
. 065
, 1
. 14
, 257
. .
.
1 1
= =
=
σ σ
[ ] [ ]
MPa K
Y Y
xF R
S sb
F F
4 ,
257 1
. 1
. 065
, 1
. 7
, 241
. .
.
2 2
= =
=
σ σ
⇒ σ
F1
=60MPa [
σ
F1
]
1
= 274 Mpa; và ⇒
σ
F2
=57,3MPa [
σ
F2
]
2
= 257,4 Mpa Do vây bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.

2.1.3.1.5 .Kiểm nghiệm về quá tải:


Ứng suất tiếp cực đại:
Công thức 6.48:
. ]
[ .
max max
H qt
H H
k
σ σ
σ
≤ =
qt
k
- hệ số quá tải :
. 3
, 1
max
= =
dn qt
T T
k

]. [
1260 ]
[ 7
, 402
3 ,
1 .
2 ,
353
max max
1
MPa
H H
= ≤
= =
σ σ
Ứng suất uốn cực đại
công thức 6.49:
]. [
464 ]
[ ]
[ 78
3 ,
1 .
60 .
max max
1 1
1
MPa MPa
k
F qt
F F
= ≤
= =
=
σ σ
σ
]. [
360 ]
[ ]
[ 5
, 74
3 ,
1 .
3 ,
57 .
max 2
max
2 2
MPa MPa
k
F qt
F F
= ≤
= =
=
σ σ
σ

2.1.3.1.6 . Các thông số hình học và kích thước bộ truyền cấp nhanh :


- Khoảng cách trục: a
w1
=100[mm]. - Mô đun pháp: m
12
= 1,25. - chiều rộng vành răng: b
w
=30[mm]. - Tỉ số truyền : u
m12
= 5,75. - Góc nghiêng của răng:
β
= 32 28’.
- Số răng các bánh răng: z
1
= 20 ; z
2
= 115 - Hệ số dịch chỉnh: x
1
= 0 ; x
2
= 0.
Theo bảng 6.11: - Đường kính vòng chia :
] [
37 ,
170 28
32 cos
115 .
25 ,
1 cos
. ]
[ 63
, 29
28 32
cos 20
. 25
, 1
cos .
2 12
2 1
12 1
mm z
m d
mm z
m d
o o
= =
= =
= =
β β
-Đường kính vòng lăn:
12
d
w1
=2a
w1
u
m12
+1=2.1005,75+1=29,63 mm d
w2
=d
w1
.u
m12
=170,37 mm - Đường kính đỉnh răng :
mm m
y x
d d
mm m
y x
d d
a a
87 ,
172 25
, 1
. 1
. 2
37 ,
170 .
1 .
2 13
, 32
25 ,
1 .
1 .
2 63
, 29
. 1
. 2
12 2
12 1
2 1
= −
+ +
= ∆
− +
+ =
= −
+ +
= ∆
− +
+ =
- Đường kính đáy răng:
mm m
x d
d mm
m x
d d
f f
245 ,
167 25
, 1
. 5
, 2
37 ,
170 .
. 2
5 ,
2 505
, 26
25 ,
1 .
5 ,
2 63
, 29
. .
2 5
, 2
12 2
2 12
1 1
2 1
= +
− =
− −
= =
− −
= −
− =
-Đường kính vòng cơ sở: d
b1
=d
1
cosα=29,63.cos20 =27,843 mm
d
b2
=d
2
cosα=170,37.cos20 =160,095 mm
-Góc profil gơc: α= 20
; -Góc profil răng:
α
t
= 23 20’
-Góc ăn khớp: α
tw
= 23 20’
-Hệ số dịch chỉnh x
t1
=x
t2
=0
2.1.3.2. Đối với cấp chậm. Bánh răng thẳng 2.1.3.2.1. Các thông số cơ bản của bộ truyền.
Khoảng cách trục a
w2
Theo công thức 6.15a:
3 2
2 2
2 2
. .
] [
. 1
.
2
ba H
H a
w
u k
T u
K a
ψ σ
β
+ =
T2=109484,6 Nmm; và tra Bảng 6.5 ta có: K
a
=49,5;
ba
ψ
-hệ số chọn theo bảng 6.6:
5 ,
3 ,
÷ =
ba
ψ
.chọn
ba
ψ
=0,5
β
H
k
- hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tính theo sức bền tiếp xúc .
Chọn theo bảng 6.7 với
11 ,
1 1
188 ,
3 .
5 ,
. 53
, 1
. .
53 ,
1
= +
= +
= u
ba bd
ψ ψ
Chọn được
.
β
H
K
=1,035 ⇒
]. [
138 5
, .
188 ,
3 .
9 ,
490 035
, 1
. 6
, 109484
. 1
188 ,
3 .
5 ,
49
3 2
2
mm a
w
= +
=
Chọn a
w2
=140 mm
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ d
w3
:
d
w3
=2.a
w2
u
2
+1=2.1403,188+1=66,86 mm
Đường kính vòng lăn bánh răng lớn d
w4
:
d
w4
= d
w21
.u
2
=66,86.3,188=213,15
2.1.3.1.2.Các thông số ăn khớp. - Xác định mơđun m:
m
34
=0,01
÷
0,02 a
w2
=1,40
÷
2,80
13
Theo bảng 6.8: Chọn m
34
=2.
-Xác định số răng
Cơng thức 6.31 ta có: số răng bánh nhỏ:
4 ,
33 1
188 ,
3 2
140 .
2 1
. .
2
2 34
2 3
= +
= +
= u
m a
Z
w
Chọn z
3
=33răng Số răng bánh lớn
Z
4
=u
2
.Z
3
=3,188.33=105,2răng Chọn z
4
=105 răng Z
t2
=Z
3
+Z
4
=33+105=138 Tỷ số truyền thực:
182 ,
3 33
105
3 4
2
= =
= Z
Z u
m
Sai lệch tỷ số truyền :
2 ,
100 .
188 ,
3 182
, 3
188 ,
3 100
2 2
2
= −
= −
= ∆
u u
u u
m
Tính lại khoảng cách trục a
w
: a
w2
= m
34
.Z
3
+Z
4
2 = 2.1382 =138 mm chọn a
w2
=140 mm Để đảm bảo khoảng cách trục a
w2
=140 mm ta phải cắt răng có dịch chỉnh . hệ số dịch tâm y:
y= a
w2
m-0.5.Z
t
=1402-0.5.138=1 hệ số k
y
: k
y
=1000yZ
t
=1000.1138=7,2. Từ k
y
ta tra bảng 6.10a được k
x
=0,449 k
x
=1000ΔyZ
t
⇒ Δy=0,449.1381000=0,062
Tổng hệ số dịch chỉnh x
t
=y+ Δy=1+0,062=1,062 Hệ số dịch chỉnh bánh răng 3 và bánh răng 4:
x
3
=0,5[x
t
-Z
4
-Z
3
yZ
t
]= 0,5[1,062-105-33.1138]=0,27 x
4
=x
t
-x
3
=1,062-0,27=0,792 góc ăn khớp:
cosα
tw
=z
t
m
34
cosα2a
w
=138.2.cos20 2.140=0,9263
⇒ α
tw
=22 8

2.1.3.1.3 .kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc


Công thức 6.33:
]. [
. .
1 .
. .
2 .
. .
2 1
1
H w
H H
M H
d u
b u
K T
Z Z
Z
σ σ
ε
≤ +
=
Z
M
–Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Bảng 6.5: Z
m
= 274[MPa]
13
. Z
H
–hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
14
tw b
H
Z
α β
2 sin
cos .
2 =
b
β
- Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở
β α
β
tg tg
t b
. cos
=
.=0 ⇒
b
β
=0 ở đây : α
t
–góc profil răng. α
tw
là góc ăn khớp.
693 ,
1 8
22 .
2 sin
2 =
= →
H
Z
Z
ε
-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số trùng khớp dọc
β
ε
.
π β
ε
β
. sin
. m
b
w
=
=0 ; với b
w
là bề rộng vành răng. b
w3
=
ba
ψ
.a
w2
=0,5.140=70 Khi đó theo cơng thức 6.36a:
3 4
α ε
ε
− =
Z
. Với ε
α
-hệ số trùng khớp ngang ,có thể tính gần đúng theo cơng thức:
. 753
, 1
cos 105
1 33
1 2
, 3
88 ,
1 cos
1 1
2 ,
3 88
, 1
2 1
= 
 
 
 
 
 
 +
− =
 
 
 
 
 
+ −
= β
ε
α
z z
. 865
, 3
753 ,
1 4
= −
= →
ε
Z
K
H
–hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc
. .
.
Hv H
H H
K K
K K
α β
=
Với
β
H
K
=1,035 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. tra bảng 6.7.
α H
K
=1,13 -hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng do các đôi răng cùng ăn khớp. tra bảng 6.14. với vận tốc vòng v, tính theo cơng
thức: v=πd
w3
n
1
60000 ms v=3,14.66,86.249,1260000=0,872ms
Hv
K
- hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp. Công thức 6.41:
. .
. .
2 .
. 1
2 3
3 α
β
υ
H H
w w
H Hv
K K
T d
b K
+ =
T
2
-momen xoắn trên trục 2. T
2
=109484,6Nmm
u a
v g
w o
H H
. .
.
δ υ
=
.
H
δ
-hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
Tra bảng 6.15:
H
δ
=0,002. g
o
-hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng
tra bảng 6.16, với vận tốc vòng v=0,872 ms ta chọn cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9. tra bảng 6.13
ta có: g
o
= 73.
15
. 021
, 1
13 ,
1 .
035 ,
1 .
6 ,
109484 .
2 86
, 66
. 70
. 844
, 1
. 844
, 182
, 3
140 .
872 ,
. 73
. 002
, =
+ =
→ =
= →
Hv H
K
υ
. 194
, 1
021 ,
1 .
13 ,
1 .
035 ,
1 =
= →
H
K ]
[ 5
, 420
86 ,
66 .
182 ,
3 .
70 1
182 ,
3 .
194 ,
1 .
6 ,
109484 .
2 .
865 ,
. 693
, 1
. 274
2
MPa
H
= +
= σ
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ; Với v=0,872ms 5 ms ta có Z
v
=1 Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi đó
cần gia cơng đạt độ nhám R
a
=2,5..1,25
m
µ , do đó :
Z
R
=0,95; với d
a
700mm suy ra K
xH
=1; Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] được tính theo cơng thức 6.1
xH v
R m
H H
K Z
Z .
. ]
[ ]
[
34 34
σ σ
=
504,55. 0,95.1.1=479,3MPa Ta thấy
σ
H
] [
H
σ
34
do vậy bánh răng đủ bền theo độ bền tiếp xúc.

2.1.3.1.4. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn . Công thức 6.43:


[ ]
3 2
3 .
1 3
. .
. .
. .
. 2
F w
w F
F F
m d
b Y
Y Y
K T
σ σ
β ε
≤ =
4 3
4 3
4
] [
F F
F F
F
Y Y
σ σ
σ
≤ =
trong đó
7855 ,
273 ,
1 1
1 =
= =
α ε
ε
Y
hệ số kể đến sự trùng khớp, với ε
α
là hệ số trùng khớp ngang.
1 =
β
Y
hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
2 1
,
F F
Y Y
- hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng Z
3
, Z
4
Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x
3
=0,27;x
4
=0,79 ta có: {
. 47
, 3
. 54
, 3
2 3
= =
F F
Y Y
F
K
- hệ số tải trọng khi tính về uốn.
Fv F
F F
K K
K K
. .
α β
=
.
β
F
K
- hệ số xét đến sự phân bố khơng dều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính tra bảng 6.7 với ψ
bd
=1,11:
β
F
K
=1,065.
α F
K
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc êm là 9, ta có:
α F
K
=1,37.
Fv
K
- hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:
. .
. .
2 .
. 1
1
α β
υ
F F
w w
F Fv
K K
T d
b K
+ =
16
u a
v g
w F
F
. .
.
δ υ
=
.
006 ,
=
F
δ
. bảng 6.15.
73 =
g
. bảng 6.16.
v=0,872 ms

. 533
, 2
182 ,
3 140
. 872
, .
73 .
006 ,
= =
F
υ

037 ,
1 37
, 1
. 065
, 1
. 6
, 109484
. 2
86 ,
66 .
70 .
533 ,
2 1
= +
=
Fv
K

. 513
, 1
037 ,
1 .
37 ,
1 .
065 ,
1 .
. =
= =
Fv F
F F
K K
K K
α β
Vậy:
] [
4 ,
98 2
. 86
, 66
. 70
54 ,
3 .
1 .
7855 ,
. 513
, 1
. 6
, 109484
. 2
1
MPa
F
= =
σ
Và:
] [
5 ,
95 54
, 3
47 ,
3 .
4 ,
98
4
MPa
F
= =
σ
Với m = 2, Y
S
= 1,08- 0,0695ln2 = 1,032 Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên Y
R
= 1 Do d
a
400mm nên K
xF
= 1 khi đó
[ ] [ ]
MPa K
Y Y
xF R
S sb
F F
4 ,
265 1
. 1
. 032
, 1
. 14
, 257
. .
.
3 3
= =
=
σ σ
[ ] [ ]
MPa K
Y Y
xF R
S sb
F F
4 ,
249 1
. 1
. 032
, 1
. 7
, 241
. .
.
4 4
= =
=
σ σ
⇒ σ
F3
=98,4MPa [
σ
F
]
3
= 265,4 Mpa; và ⇒
σ
F4
=95,5MPa [
σ
F
]
4
= 249,4 Mpa Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.

2.1.3.1.5 .Kiểm nghiệm về quá tải:


Ứng suất tiếp xúc cực đại:
Công thức 6.48:
. ]
[ .
max max
H qt
H H
k
σ σ
σ
≤ =
H
σ
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng
H
σ
= 479,3MPa;
qt
k
- hệ số quá tải :
. 3
, 1
max
= =
dn qt
T T
k

]. [
1260 ]
[ 5
, 546
3 ,
1 .
3 ,
479
max 4
max 3
MPa
H H
= ≤
= =
σ σ
Ứng suất uốn cực đại
công thức 6.49:
]. [
464 ]
[ ]
[ 9
, 127
3 ,
1 .
4 ,
98 .
max
1 3
max 3
MPa MPa
k
F qt
F F
= ≤
= =
=
σ σ
σ
]. [
360 ]
[ ]
[ 15
, 124
3 ,
1 .
5 ,
95 .
max 2
max
4 4
MPa MPa
k
F qt
F F
= ≤
= =
=
σ σ
σ

2.1.3.1.6 . Các thơng số hình học và kích thước bộ truyền cấp chậm:


17
- Khoảng cách trục: a
w
= 140[mm]. - Mô đun pháp: m =2.
- chiều rộng vành răng: b
w
=70[mm]. - Tỉ số truyền : u
m
= 3,182. - Góc nghiêng của răng:
β
= 0 .
- Số răng các bánh răng: Z
3
= 33 ; Z
4
= 105. - Hệ số dịch chỉnh: x
3
= 0,27 ; x
4
= 0,79.
Theo bảng 6.11: - Đường kính vòng chia :
d
3
=m
34
.Z
3
=2.33=66 mm d
4
=m
34
.Z
4
=2.105=210 mm -Đường kính vòng lăn:
d
w3
=2a
w2
u
m34
+1=2.1403,182+1=66,954 mm d
w4
=d
w3
.u
m34
=213,048 mm - Đường kính đỉnh răng :
 
 
= −
+ +
= ∆−
+ +
= =
− +
+ =
∆− +
+ =
mm m
y x
d d
mm m
y x
d d
a a
912 ,
216 2
. 062
,0 79
,0 1
. 2
210 .
1 .
2 832
, 70
2 .
062 ,0
27 ,0
1 .
2 66
. 1
. 2
4 4
4 3
3 3
- Đường kính đáy răng:
 
 
= −
− =
− −
= =
− −
= −
− =
mm m
x d
d mm
m x
d d
f f
16 ,
208 2
. 79
,0 .2
5, 2
210 .
.2 5,
2 08
, 62
2 .
27 ,0
.2 5,
2 66
. .2
5, 2
34 4
4 4
34 3
3 3
-Đường kính vòng cơ sở: d
b3
=d
3
cosα=66.cos20 =62,02 mm
d
b4
=d
4
cosα=210.cos20 =197,335 mm
-Góc profil gơc: α= 20 ;
-Góc profil răng: α
t
= 20 -Góc ăn khớp: α
tw
= 22 8’
-Hệ số dịch chỉnh x
t3
=0,27;x
t4
=0,79. Như vậy ta có bảng thơng số chính của bộ truyền:
Các thơng số cơ bản của bộ truyền bánh răng
Ký hiệu Bộ truyền cấp nhanh
Bộ truyền cấp chậm Bánh chủ
động Bánh bị
động Bánh chủ
động Bánh bị
động Modul.
Số răng Hệ số chiều rộng vành răng
Chiều rộng vành răng Đường kính vòng chia
m z
ba
ψ
b
w
d 1.25
20 0,3
30 29,63
1.25 115
0,3 30
170,37 2
33 0,5
70 66
2 105
0,5 70
210
18
Đườn kính vòng lăn Đường kính đỉnh răng
Đường kính chân răng Đường kính vòng cơ sở
Góc nghiêng của răng Hệ số dịch chỉnh
d
w
d
a
d
f
d
b
β
x
t
29,63 32,13
26,505 27,843
32 28’
170,37 172,87
167,245 160,095
32 28’
66,954 70,832
62,08 62,02
0,27 213,048
216,912 208,16
197,335 0,79

2.1.4 Sơ đồ đặt lực chung:


F
t
F
t4
F
t3
F
t1
F
t1
x
y z
O
F
t2
F
a2
F
a1
F
a2
F
a1
F
t2
F
r1
F
r2
F
r1
F
r2
F
r3
F
r4
v F
Đối với bộ truyền phân đơi cấp nhanh, ta có F
a1
+F’
a1
=0 và F
a2
+F’
a2
=0 Nghĩa là lực dọc trục bị triệt tiêu.

2.2 TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH


Các thơng số ban đầu: P
3
=2,756; n
3
=78,143 vòngphút; T
3
=336815,8
19

2.2.1. Chọn loại xích


Vì tải trọng khơng lớn, và vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn. Xích ống con lăn có độ bền cao hơn xích ống và dễ chế tạo hơn xích răng. Được dùng rộng
rãi trong kỹ thuật.

2.2.2. Các thông số của bộ truyền xích.


Với tỷ số truyền của bộ truyền xích u
x
=3, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là: Z
x1
= 25 Do đó số răng đĩa xích lớn : Z
x2
= u
x
.Z
x1
= 3. 25 = 75 Z
xmax
=120thỏa mãn điều kiện xích ăn khớp đúng
Theo cơng thúc 5.3 điều kiện đảm bảo chỉ tiâu về độ bền mòn của bộ truyền xích :
P
t
=P.k.k
n.
.k
z
≤ [P]
Trong đó : P: cơng suất cần truyền qua bộ truyền xích .P=2,765 kw
Theo cơng thức 5.4 ta có k = k
đ
.k .k
a
.k
đc
.k
bt
.k
c
: trong đó
k
đ
: hệ số tải trọng động. K
đ
= 1 tải trọng êm k
: hệ số ảnh hưởn của kích thước bộ truyền.k =1 do đường nối tâm các
đĩa xích trùng với phương ngang k
a
: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;k
a
=1; chọn a=40p
k
đc
: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích ; k
đc
=1 điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích
k
bt
hệ số kể đến ảnh hưởng của bơi trơn . k
bt
=1,3 mơi trường làm việc có bụi, bôi trơn đạt yêu cầu
k
c
: hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; k
c
= 1,25 làm việc 2 ca ⇒
k = 1. 1. 1. 1. 1,3. 1,25 = 1,625 k
n
: hệ số vòng quay, số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ. Chọn :n
03
=50vgph →
k
n
=n
03
n
3
=5078,143 = 0,64 k
z
: hệ số răng , với Z
x1
=25 →
k
z
= 25Z
x1
= 1 Như vậy ta có : P
t
= 2,756.1,625.0,64.1= 2,87 kW Tra bảng 5.5 tttk hdđck T1, với n
01
=50 vòngphút.chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p = 25,4 mm đường kính chốt d
c
=7,95mm chiều dài ống :B=22,61 mm Thỏa mãn điều kiện mòn: P
t
≤ [P]=3,20 kW
Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p p
max
Khoảng cách trục sơ bộ: a=40p=40.25,4=1016 mm Theo công thức 5.12 số mắt xích:
X=
6 ,
131 1016
. 14
, 3
. 4
4 ,
25 .
25 75
2 75
25 4
, 25
1016 .
2 .
. .
4 2
. 2
2 2
2 2
1 2
2 1
= −
+ +
+ =
− +
+ +
p a
Z Z
Z Z
p a
π
20
Lấy số mắt xích chẵn : X
c
= 132 Tính lại khoảng cách trục theo cơng thức 5.13:
a =
[ ]
 
 
 
 
 
 
 
− −
+ −
+ +

2 1
2 2
2 1
1 2
. 2
5 ,
5 ,
. 25
,
π
Z Z
Z Z
X Z
Z X
p
c c
a =
[ ]
= 
 
 
 
 
 
 
 −
− +
− +
+ −
2 2
14 ,
3 25
75 .
2 25
75 5
, 132
25 75
5 ,
132 .
4 ,
25 .
25 ,
1021,4mm để xích khơng chịu lực căng q lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng
∆ a = 0,002
÷
0,004a = 0,002. 1021,4
÷
0,004.1021,4=2,0
÷
4,1 mm Chọn
∆ a =3,4mm .
Vậy lấy khoảng cách trục : a = 1018 mm Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo cơng thức 5.14:
i =
99 ,
132 .
15 143
, 78
. 25
. 15
.
3 1
= =
X n
Z
i
max
=30 bảng 5.9
2.2.3.Tính kiểm nghiệm xích về độ bền.
Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn chịu tải trọng lớn khi mở máy và chịu va đập khi vận hành
Theo công thức 5.15 : S =
v t
d
F F
F k
Q +
+ .
≥ [S]
Trong đó Theo bảng 5.2 tttk hdđ ck T1, ta có: Q = 56,7 kN ; q
1
= 2,6 kg ; Hệ số tải trọng động: k
đ
= 1,2 do T
mm
= 1,3.T
1
; F
t
–lực vòng ; v =
60000
3 1
pn Z
= 0,827 ms F
t
=1000Pv = 1000.2,7560.827 = 3332,5 N F
v
:lực căng do lực li tamm gây ra: F
v
= q.v
2
= 2,6. 0,827
2
= 1,778N F
:lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra : F
= 9,81.k
f
.q.a = 9,81.6.2,6. 1,018 = 156 N hệ số võng : k
f
= 6 do bộ truyền nằm ngang Do đó: S =
v t
d
F F
F k
Q +
+ .
=
64 ,
13 778
, 1
156 5
, 3332
. 2
, 1
56700 =
+ +
⇒ S [S] = 8,2 theo bảng 5.10
Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền

2.2.4. Đường kính đĩa xích Theo cơng thức 5.17 và bảng 3.4,


Đường kính vòng chia:
d
1
=
66 ,
202 25
180 sin
4 ,
25 180
sin
1
= =
Z p
mm
21
d
2
=
56 ,
606 75
180 sin
4 ,
25 180
sin
2
= =
Z p
mm đường kính vòng đỉnh đĩa xích
d
a1
= p.[0,5 + cotg180Z
1
] = 25,4.[ 0,5 + cotg18025] = 213,76 mm d
a2
= p.[0,5 + cotg180Z
2
] = 25,4.[ 0,5 + cotg18075] = 618,73 mm đường kính vòng chân đĩa xích
d
f1
= d
1
- 2r = 202,66 –2. 8,0297 = 184,6 mm d
f2
= 606,56 – 2.8,0297 = 590,6 mm với r = 0,5025d
l
+ 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,0297 mm và d
l
=15,88 mm bảng 5.2
Các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4 -Kiẻm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Theo cơng thức 5.18 :
σ
H1
= 0,47
. .
. .
.
d vd
d t
r
K A
E F
K F
K +
Trong đó [
σ
H
]- Ứng suất tiếp xúc cho phép Chọn vật liệu là thép 45 , tơi cải thiện ta có :[
σ
H
]=600 Mpa Lực va đập : F
vd
= 13.10
-7
.n
1
.p
3
.m = 13.10
-7
.78,143.25,4
3
.1 = 1,665N Hệ số tải trọng động : K
đ
=1 bảng 5.6 Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : K
r
= 0,41vì Z
1
=25 Diện tích bản lề : A = 180 mm
2
tra bảng 5.12với xích ống con lăn một dãy Mô dun đàn hồi: E = 2,1.10
5
Mpa ⇒
1 .
180 10
. 1
, 2
. 665
, 1
1 .
5 ,
3332 41
, 47
,
5 1
+ =
H
σ
=593,5 ⇒ σ
H1
[ σ
H
] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc . Tương tự cho đĩa xích 2 với cung vật liệu và chế độ nhiệt luyện. Hệ số ảnh hưởng của số
rang đến đĩa xích K
r
=0,21 Ta có:
1 .
180 10
. 1
, 2
. 665
, 1
1 .
5 ,
3332 21
, 47
,
5 1
+ =
H
σ
=425 MPa[ σ
H
] Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.2.5. lực tác dụng lên trục


Theo công thức 5.20: F
r
= k
x
.F
t
=1,15.3332,5 = 3832,4 N k
x
= 1,15 - do bộ truyền năm ngang ;
2.2.6.Các thơng số của bộ truyền xích :
Khoảng cách trục : a=1018 mm ; Bước xích : p = 25,4 mm
Số răng đĩa xích : Z
x1
=25 ; Z
x2
= 75 ;
22
Số mắt xích : X
c
=132
2.3.CHỌN KHỚP NỐI. 2.3.1.Mơ men xoắn cần truyền:
T=T
đc
=20210 Nmm=20,21Nm; Mơmen tính T
t
=k.T=1,25.20,21=25,26Nm. Trong đó k là hệ số tải trọng động chọn theo bảng 9-1
2.3.2. Chọn nối trục. Do trục động cơ nối với trục 1 bằng khớp nối, do vậy đường kính trục 1 phải lấy tối thiểu
bằng 0,8…1,2d
đc
=0,8…1,228=22,4…33,6.Do vậy ta chọn nối trục có các thơng số kích thước chủ yếu sau :
Mơmen d
D d
l C
Chốt vòng đàn
hồi n
max
xoắn Khơng
q d
c
l
c
Ren Số chốt
Z Đk
ngoài Chiều
dài toàn bộ l
v
vph
20,21 18
90 20
51 2
10 19
M8 6
19 15
5600
2.3.3. Chọn vật liệu: Nối trục làm bằng gang CЧ21-40; chốt bằng thép 45 thường hóa, vòng đàn hồi
bằng caosu. ứng suất dập cho phép của vòng caosu:[σ]
d
=2 Nmm
2
ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]
u
=60Nmm
2
2.3.4. Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:
[ ] [ ]
d d
c v
x d
d l
D Z
T K
σ σ
σ =
= ≤
= 87
, 1
10 .
15 .
45 .
4 10
. 26
, 25
. 2
. .
. 2
3
; trong đó D =D-d
-15 2.3.5. Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt:
[ ] [ ]
u u
c c
x u
D Zd
l T
K
σ σ
σ
= =
≤ =
66 ,
26 45
. 10
. 4
. 1
, 19
. 10
. 26
, 25
. .
1 ,
.
3 3
3

2.4 TÍNH TRỤC 2 .4.1


. Thiết kế trục 2.4.1.1. chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tơi có σ
b
= 850 MPa. Ứng suất xoắn cho phép [
τ ] = 15..30 Mpa
2.4.1.2. Xác định sơ bộ đường kính trục Theo cơng thức 10.9 đường kính trục thứ k với k =1..3;
23
[ ]
3
2 ,
τ
k ksb
T d
=
mm
[ ]
MPa mm
N T
20 .
19907
1
= =
τ
=
17 20
. 2
, 19907
3 1
= =
sb
d
mm Chọn d
1sb
=25mm .theo bảng 10.2 , ta được chiều rộng ổ lăn b
10
=17mm.
[ ]
MPa mm
N T
20 .
109484,6
2
= =
τ
=
1 ,
30 20
. 2
, 6
, 109484
3 2
= =
sb
d
mm Chọn d
2
= 35, tra bảng 10.2 ta được chiều rộng ổ lăn: b
20
= 21mm.
[ ]
MPa mm
N T
20 .
336815,8
3
= =
τ
=
8 ,
43 20
. 2
, 336815,8
3 3
= =
sb
d
mm Chọn b
30
=45, tra bảng 10.2 ta có chiều rộng ổ lăn b
30
= 25 mm.

2.4.1.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực:


l
33
l
32
l
31
l
C33
l
m22
l
m23
b
23
l
22
l
23
l
24 21
l
m33
l
m24
24
Sơ đồ tính khoảng cách
Trị số các khoảng cách: Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng
cách giữa các chi tiết quay: k
1
=10 mm; Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k
2
=15 mm; Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k
3
=10mm; Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: h
n
=15…20mm Với các ký hiệu:
k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc. i: số thứ tự của các tiết diện trên trục trên đó lắp các chi tiết tham gia truyền tải trọng.
l
ki
: khoảng cách từ các gối đỡ 0 và 1 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k; l
k1
: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k;
l
mki
: chiều dầy moay ơ của chi tiết quay thứ i b
ki
: chiều rộng vành răng thứ i trên trục thứ k; l
cki
: khoảng côngxôn trên trục thứ k l
cki
= 0,5. l
mki
+b + k
3
+ h
n
Với chiều dài moay ơ đĩa xích: l
m33
=1,2…1,5d
3
=l
m33
=60 mm; Chiều dài moay ơ nửa khớp nối l
m
=1,4…2,5d
1
=l
m14
=50mm; b là chiều rộng ổ tra theo đường
kính trục trung gian; Chiều dài moay ơ bánh răng trụ: l
m
=1,2…1,5d
k
⇒ l
m12
= l
m13
= 35 mm, l
m22
= l
m24
= 45 mm, l
m23
= 70mm; l
m32
=70 mm = l
c14
= -0,5. l
m14
+b
20
+ k
3
+ h
n
= -0,550+21+10+15= -60,5mm l
c33
= - 0,5. l
m33
+b
20
+ k
3
+ h
n
= -0,560+21+10+15= -65,5mm Từ sơ đồ tính khoảng cách ứng với hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi cấp nhanh và bảng 10.4
ta có: - Trục 2: l
22
= 0,5.l
m22
+ b + k
1
+ k
2
= 0,5.45 +21+10+15=58=l
22
=58mm l
23
=l
22
+0,5.l
m22
+l
m23
+k
1
= 58+0,5.45+70+10 =125,5mm l
24
= 2l
23
- l
22
= 2.125,5-58=193mm; l
21
= 2l
23
= 251mm - Trục 3: l
32
= l
23
=125,5mm ; l
31
= l
21
= 251mm ; l
33
= l
31
+ l
c33
= 251+65,5=316,5mm;
2.4.1.4.Xác định trị số và chiều các lực tác dụng lên trục Ta có sơ đồ đặt lực như hình vẽ:
Chọn hệ tọa độ như trên hình vẽ. Theo các thơng số tính tốn , lực do bộ truyền xích tác dụng lên trục 3 có chiều ngược với phương Oy, có giá trị:
F
t
=1000Pv = 1000.2,7560.827 = 3332,5 N

3333N; Các thành phần lực tác dụng lên các chi tiết được biểu diễn trên hình vẽ:
Lực tác dụng của khớp nối trục đàn hồi gây ra : F
x14
=0,2 ÷
0,3F
r
; F
r
=2T
1
D , có phương
trùng với phương Ox .
25
D là đường kính vòng tròn đi qua tâm các chốt. Tra bảng 16.10a ta có D
=50mm ; = F
x14
= 80…119N= F
x14
=100 N
F
v
O z
F
y31
y x
F
x21
F
x31
F
t
F
x30
F
y32
F
x23
F
x32
F
x14
F
y24
F
x24
F
x11
F
y11
F
z13
F
y13
F
x13
F
z24
F
y23
F
y22
F
x22
F
z22
F
y12
F
x12
F
z12
F
x10
F
y10
F
x20
F
y20
F
y21
F
y30
Lực tác dụng khi ăn khớp của các bộ truyền được chia thành 3 thành phần : F
x
: Lực vòng F
y
: Lực hướng tâm. F
z
: Lực dọc trục Trong đó
Với trục 1: F
x12
= F
x13
=
N 672
29,63 2.9953,5
d 2T
1 1
− =
− =

w
26
F
y12
= F
y13
=
N 344
28 cos32
20 672.tg23
β Cos
α .tg
F
1 ω
t x13
− =
− =
F
z12
=- F
z13
=
N 428
28 .tg32
672 β
.tg F
-
x12
= =
Với trục 2: F
x22
=F
x24
= - F
x12
= 672 N; F
y22
=F
y24
= - F
y12
= 344N; F
z22
= -F
z24
= - F
z12
= -428 N;
N 4
, 3270
66,954 2.109484,6
d 2.T
F
w3 2
x23
= =
=

3270N;
N 330
1 8
.tg22 3270
α .tg
F F
tw x23
y23
= =
=
; Với trục 3:
F
x32
= - F
x23
= -3270 N; F
y32
= - F
y13
= - 1330 N; F
t
=3333N

2.4.1.5. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục.


Tính phản lực tác dụng lên các gối đỡ.
Với trục 1: do các bánh răng bố trí đối xứng trên trục, nên ta có:
N 344
F 2
F F
F F
y12 y13
y12 y11
y10
= =
+ =
=
F
x11
=
251 5
, 60
. 200
58 .
672 193
. 672
11 l
14 .l
x14 F
12 .l
x12 F
13 .l
x13 F
+ +
= +
+
=720N F
x10
=
x14 x11
x13 x12
F F
F F
− −
+
=672+672-720-200=424N
Từ đó ta có biểu đồ mơnem uốn và các kích thước sơ bộ của trục 1
27
x
y O
z
F
y10
F
x10
F
z12
F
y12
F
y13
F
z13
F
x14
F
x12
F
x13
F
y11
F
x11
19950Nmm
12100Nmm 13610Nmm
9953,5Nmm 19907Nmm
l
14
l
12
l
13
l
11
41810Nmm 48290Nmm
M
x
M
y
T
Mômen tổng uốn và mômen tương đương M
tđkj
ứng với các tiết diện.
2 1
2 1
10 y
x
M M
M +
=
=12100Nmm;
Nmm T
M M
td
21060 19907
. 75
, 12100
. 75
,
2 2
2 2
1 10
≈ +
= +
=
M
tđ11
=0;
Nmm M
M M
y x
52250 48190
19950
2 2
2 12
2 12
12
≈ +
= +
=
Nmm T
M M
td
55020 19907
. 75
, 52250
. 75
,
2 2
2 2
3 12
= +
= +
=
Nmm M
M M
y x
46325 41810
19950
2 2
2 13
2 13
13
≈ +
= +
=
Nmm T
M M
td
47120 5
, 9953
. 75
, 46325
. 75
,
2 2
2 2
3 13
= +
= +
=
Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng khi tính sơ bộ. với
[ ]
σ
=67Nmm
2
28
[ ]
mm M
d
td
6 ,
14 67
. 1
, 21060
1 ,
3 3
10 10
= =
= σ
[ ]
mm M
d
td
2 ,
20 67
. 1
, 55020
1 ,
3 3
12 12
= =
= σ
[ ]
mm M
d
td
2 ,
19 67
. 1
, 47120
1 ,
3 3
13 13
= =
= σ
Do trục 1 nối với động cơ thơng qua nối trục vòng dàn hồi, trục động cơ có đường kính 28mm, nên ta phải chọn trục có đường kính d0,8d
đc

22mm. mặt khác, đường kính vòng chân răng của các bánh răng chủ động cấp nhanh d
f
=26,505 mm.Vì vậy các bánh răng này sẽ là các bánh răng liền trục.
Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng là: d
10
=d
11
=25 mm; d
12
=d
13
=26mm và d
14
=d
kn
22mm Khi lắp khớp lên trục ta sử dụng then bằng để truyền mômen xoắn
Khi đó, theo TCVN 2261- 77 ta có thơng số của các loại then được sử dụng như sau:
Tiết diện
Đường kính trục
Kích thước tiết diện
Chiều sâu rãnh then
Bán kính góc lượn của rãnh
b h
t
1
t
2
Nhỏ nhất Lớn nhất
1-4 22
6 6
3,5 2,8
0,16 0,25
Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then. Chọn l
t
=0,8l
m14
=40mm Cơng thức 9.1 ta có:
[ ]
MPa t
h dl
T
d t
d
80 1
, 18
5 ,
2 .
40 .
22 19907
. 2
2
1
= =
= −
= σ
σ
Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức 9.2:
[ ]
MPa b
dl T
c t
c
80 5
, 7
6 .
40 .
22 19907
. 2
2 =
= =
=
σ τ
Với trục 2:
320 2
344 344
1330 2
24 22
23 21
20
= −
− =
− −
= =
y y
y y
y
F F
F F
F
N
N F
F F
F F
x x
x x
x
2307 2
672 672
3270 2
24 22
23 21
20
= +
+ =
+ +
= =
Biểu đồ mônem và các giá trị tương ứng tại các vị trí:
29
F
y21
F
y20
F
x20
F
z22
F
y22
F
y23
F
z24
F
y24
F
x23
F
x21
F
x22
F
x24
18620Nmm
133810Nmm 244170Nmm
133810Nmm
l
22
l
24
l
23
l
21
54740Nmm 54740Nmm
T M
y
M
x
O
y z
x
26980Nmm
17840Nmm
M
tđ20
=M
tđ21
=0
Nmm M
M M
M
y x
135100 18620
133810
2 2
2 24
2 22
24 22
≈ +
= +
= =
Nmm M
M
td td
143180 54740
. 75
, 135100
2 2
24 22
≈ +
= =
Nmm M
245660 26980
244170
2 2
23
≈ +
= Nmm
M
td
250190 54740
. 75
, 245660
2 2
23
≈ +
=
Đường kính trục sơ bộ tại các tiết diện tương ứng:
mm d
d
21 20
= =
[ ] [ ]
mm M
M d
d
td td
5 ,
27 67
. 1
, 143180
1 ,
1 ,
3 3
24 3
22 24
22
= =
= =
= σ
σ
[ ]
mm M
d
td
4 ,
33 67
. 1
, 250190
1 ,
3 3
23 23
= =
= σ
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép , cơng nghệ ta chọn đường kính trục các đoạn như sau:d
20
= d
21
= 25 mm và d
22
=d
24
=30 mm ; d
23
=35mm
30
Khi lắp các bánh răng lên trục ta sử dụng then bằng. kích thước của các then cho trong bảng sau:
Tiết diện
Đường kính trục
Kích thươc tiết diện
Chiều sâu rãnh then
Bán kính góc lượn b
h t
1
t
2
Nhỏ nhất Lớn nhất
2-2,2-4 30
8 7
4 2,8
0,16 0,25
2-3 35
10 8
5 3,3
0,25 0,4
Kiểm nghiệm độ bền của then: Tại tiết diện 2-22-4. chọn l
t
=0,8..0,9l
m23
=l
t
=40 mm Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then:
Cơng thức 9.1 ta có:
[ ]
MPa MPa
t h
dl T
d t
d
80 4
, 30
3 .
40 .
30 54740
. 2
2
1
= =
= −
= σ
σ
; Kiểm nghiệm độ bền cắt:
công thức 9.2:
[ ]
MPa MPa
b dl
T
c t
c
80 1
, 9
10 .
40 .
30 54740
. 2
2 =
= =
=
σ τ
tại tiết diện 2-3 , chọn l
t
=0,8..0,9l
m23
=l
t
=56mm. khi kiểm nghiệm then đủ bền.
Với trục 3:
N F
F F
x x
x
1635 2
3270 2
32 31
30
= =
= =
N l
l F
l F
F
x c
t y
203 251
5 ,
125 .
1330 5
, 65
. 3333
. .
31 32
32 33
30
= −
= −
=
F
y31
=F
t
+ F
y32
+F
y30
=3333+1330+203=4460N Khi đó ta có các biểu đồ mơmen , các giá trị tuơng ứng trên các vị trí và đường kính sơ
bộ tại các tiết diện trục: Ta có:
Nmm M
M M
y x
218310
2 31
2 31
31
= +
=
Nmm T
M M
td
364340 336820
. 75
, 218310
. 75
,
2 2
2 2
1 31
≈ +
= +
=
Nmm M
M M
y x
206770 205190
25480
2 2
2 32
2 32
32
≈ +
= +
=
Nmm T
M M
td
357550 336820
. 75
, 206770
. 75
,
2 2
2 2
32 32
≈ +
= +
=
31
F
y30
F
x32
F
y32
F
x30
F
t
F
x31
F
y31
25480Nmm 218310Nmm
205190Nmm
M
y
T
336820Nmm
Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng:
[ ]
mm M
d
td
2 ,
35 67
. 1
, 291700
1 ,
3 3
33 33
= =
= σ
[ ]
mm M
d
td
6 ,
37 63
. 1
, 357550
1 ,
3 3
32 32
= =
= σ
[ ]
mm M
d
td
9 ,
37 67
. 1
, 364340
1 ,
3 3
31 31
= =
= σ
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép , công nghệ ta chọn đường kính trục các đoạn như sau: d
30
=d
31
=40mm; d
32
= 45 mm, d
33
=38mm.
32
Sử dụng then bằng để lắp bánh răng và dĩa xích lên trục. Theo TCVN 2261- 77 ta có các thơng số kích thước của các loại then như sau:
Tiết diện
Đường kính
Kích thước tiết diện
Chiều sau rãnh then
Bán kính góc lượn b
h t
1
t
2
Nhỏ nhất Lớn nhất
32 45
14 9
5,5 3,8
0,25 0,4
33 38
12 8
5 3,3
0,25 0,4
Kiểm nghiệm độ bền của then: Tại tiết diện 3-2.
Chọn l
t
=0,8..0,9l
m32
=l
t
=56 mm Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then:
Cơng thức 9.1 ta có:
[ ]
MPa MPa
t h
dl T
d t
d
80 4
, 76
5 ,
3 .
56 .
45 336820
. 2
2
1
= =
= −
= σ
σ
; Kiểm nghiệm độ bền cắt:
công thức 9.2:
[ ]
MPa MPa
b dl
T
c t
c
80 1
, 19
14 .
56 .
45 336820
. 2
2 =
= =
=
σ τ
Tại tiết diện 3-3. Chọn l
t
=0,8..0,9l
m23
=l
t
=56mm. Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then:
Công thức 9.1 ta có:
[ ]
MPa MPa
t h
dl T
d t
d
80 106
3 .
56 .
38 336816
. 2
2
1
= =
= −
= σ
σ
; Do vậy ta chon cách sử dụng 2 then đặt cách nhau 180
. Khi đó mỗi then chịu 0,75T.
Kiểm nghiệm lại ta có:
[ ]
MPa MPa
t h
dl T
d t
d
80 1
, 79
3 .
56 .
38 336820
. 75
, .
2 .
75 ,
. 2
1
= =
= −
= σ
σ
.
[ ]
MPa MPa
b dl
T
c t
c
80 8
, 19
12 .
56 .
38 336816
. 75
, .
2 75
, .
2 =
= =
=
σ τ
=Then đủ bền.

2.4.1.6. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.


Trong phần này ta tiến hành kiểm nghiệm độ bền mỏi cả trục thứ 3, là trục chịu mơmen xoắn lớn nhất.
Với thép 45 có:
MPa
b
850 =
σ
,
MPa
b
370 850
. 436
, .
436 ,
1
= =
=

σ σ
MPa 215
370 .
58 ,
. 58
,
1 1
= =
=
− −
σ τ
và theo bảng 10.7 ta có:
1 ,
= ψ
σ
,
05 ,
= ψ
τ
Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng. ta có :
33
j j
j aj
W M
= =
max
σ σ

mj
= σ
với
j j
j j
d t
d bt
d W
. 2
. 32
.
2 1
1 3
− −
= π
trục có một rãnh then
j j
j j
d t
d bt
d W
2 1
1 3
. 32
. −
− =
π
trục có hai rãnh then
Nên:
j j
j j
j j
j aj
d t
d t
b d
M W
M .
2 .
. 32
.
2 1
1 3
max
− −
= =
= π
σ σ
Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu trình mạch động. ta có :
oj j
j aj
mj
W T
. 2
2
max
= =
=
τ τ
τ
với
j j
j j
d t
d bt
d W
. 2
. 16
.
2 1
1 3
− −
= π
nên
 
 
 
 
− −
= =
= =
j j
j j
oj j
j aj
mj
d t
d bt
d T
W T
. 2
. 16
. .
2 .
2 2
2 1
1 3
max
π τ
τ τ
Với các thông số của then, kích thước trục tại các vị trí nguy hiểm. Ta có: Tiết
diện
aj
σ
mj
τ
31 34,8
13,4 32
27,2 10,2
33 15,6
Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục. Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục 3 ta thấy các tiết diện nguy hiểm
là tiết diện lắp bánh răng 2 và tiết diện lắp ổ lăn 1. ta kiểm nghiệm tại tiết diện lắp ổ lăn 1, vì tại đây có mơmen tương đương lớn hơn và đường kính trục nhỏ hơn.
Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hế số an tồn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điều kiện sau:
[ ]
s s
s s
. s
s
2 2
≥ +
=
τ σ
τ σ
Trong đó: [s] – hệ số an tồn cho ,[s] = 1,5...2,5 Khi cần tăng độ cứng thì: [s] = 2,5... 3.
s
σ
, s
τ
- hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo cơng thức sau:
m a
k s
σ ψ
σ σ
σ σ
σ
. .
1
+ =

;
m a
k s
τ ψ
σ τ
σ τ
τσ σ
. .
1
+ =

Trong đó : σ
-1
, τ
-1
: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng σ
a
, τ
a
và σ
m
, τ
m
là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diên xét . Chọn lắp ghép: Các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, đĩa xích, nối trục
theo k6 kết hợp lắp then.
+Tại tiết diện lắp ổ lăn 3-1.
34
Phương pháp gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 …0,63
µ m, do đó theo bảng 10.8, hệ số tập chung ứng suất do trạng thái bề mặt: K
x
= 1,1 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền K
y
=1 Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn, với
σ
b
= 850MPa và đương kính tiết diện nguy hiểm ta tra được tỷ số:
K
σ
ε
σ
= 2,2 K
τ
ε
τ
=1,72 Xác định các trị số K
σ d
và K
τ d
theo công thức 10.25 và 10.26
y x
dj
K K
K K
 
 
− +
= 1
σ σ
σ
ε

y x
t dj
K K
K K
 
 
− +
= 1
ε
τ τ
Khi đó tại tiết diện 3-1ta tinh được: K
adj
=2,3;
1 d
K
τ
=1,82 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp s
σ
tính theo cơng thức10.20
6 ,
4 .
1 ,
8 ,
34 .
3 ,
2 370
. .
1
= +
= +
=
− m
a d
K s
σ ψ
σ σ
σ σ
σ
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp s
τ
theo công thức 10.21
6 ,
8 4
, 13
. 05
, 4
, 13
. 82
, 1
215 .
.
1
= +
= +
=
− m
a d
K s
τ ψ
τ τ
τ τ
τ
Hệ số an toàn s [ ]
2 ...
5 ,
1 1
, 4
6 ,
8 6
, 4
6 ,
8 .
6 ,
4 .
2 2
2 2
= =
+ =
+ =
σ
τ σ
τ σ
s s
s s
s
Vậy trục tại tiết diện lắp ổ lăn 3-1 đảm bảo diều kiện bền mỏi.
+Tại tiết diện lắp bánh răng 3-2.
Theo bảng 10.12 khi dung dao phay ngón, hệ số tập chung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có
σ
b
= 850 MPa là K
σ
= 2,06 và K
τ
= 1,96. Theo bảng 10.10 với d = 40mm,
ε
σ
= 0,85; ε
τ
= 0,78 Xác định được tỷ số: K
σ
ε
σ
và K
τ
ε
τ
tại rãnh then trên tiết diện này: K
σ
ε
σ
= 2,060,85 = 2,424 K
τ
ε
τ
= 1,960,78 = 2,51 Tiến hành tương tự như trên ta có:s
σ
=5,4; s
τ
=7,9 = S=4,46 Tại tiết diện lắp đĩa xích 3-3. ta có:
K
τ
= 1,96; ε
τ
= 0,79 = K
τ
ε
τ
=2,48 = s
τ
=5,2 Do vậy trục 3 đủ bền.
Từ các kết quả tính tốn trên ta có bảng thống kê sau: Đường kính tiết diện trên trục mm
35
Trục 1 Trục 2
Trục 3 Khớp nối
22 Ổ lăn
25 25
40 Bánh răng chủ động
26,5 30
Bánh răng bị động 35
45 Xích
38
2.5. CHỌN Ổ LĂN. 2.5.1.Chọn ổ lăn cho trục vào trục số 1 của hộp giảm tốc:

Xem Thêm
Tải bản đầy đủ (.doc) (43 trang)

×