đồ án thiết kế hệ dẫn động băng tải

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

<small>HỌC KÌ: 20202MÃ ĐỀ: B7 ĐẦU ĐỀ: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI</small>

<small>….… / 10 </small>

<small>Ký tên ……….</small>

<small>….… / 10 </small>

<small>Ký tên ……….</small>

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

<small>6. Góc nghiêng bß trí bß trun ngồi  = 15 (ß) 7. ¿c tính làm vißc: êm </small>

<small>Khßi l±ÿng thi¿t k¿: 01 bÁn thuyÁt minh </small>

<small>CH DắN </small>

<small>1. òng c 2. Nòi trc n hßi 3. Hßp giÁm tßc </small>

<small>4. Bß truyßn ai thang 5. Tang d¿n cÿa bng tÁi </small>

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

PHẦN II: TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGỒI 2.1 Tính tốn thiết kế bộ truyền ngồi (bộ truyền đai) 8

Bảng tổng hợp kết quả tính bộ truyền đai thang 12 PHẦN III: TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

3.1 Đặc tính kỹ thuật yêu cầu của bộ truyền bánh răng trụ nghiêng 13 3.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng bằng inventor 14 Bảng tổng hợp kết quả tính bộ truyền bánh răng trụ nghiêng 17

PHẦN IV: TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN ĐỐI VỚI TRỤC I

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

<small>Trang 2 </small>

4.2.4. Tính đường kính các đoạn trục tương ứng 23

4.2.6. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 25

PHẦN V: TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN ĐỐI VỚI TRỤC II

5.3.1. Tính phản lực tại các gối đỡ cho trục II 40

5.4.4. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn 55

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

8.3.Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai 65

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

Hộp giảm tốc là một cơ cấu được sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng và ngành cơng nghiệp nói chung. Trong mơi trường công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hộp giảm tốc sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng.

Được sự phân công hướng dẫn của Thầy, chúng em đã thực hiện thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp để ôn lại kiến thức và tổng hợp kiến thức đã học vào một hệ thống cơ khí hồn chỉnh. Tuy nhiên, vì trình độ và khả năng có hạn nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất mong nhận được những nhận xét và góp ý của thầy để bài thuyết minh của chúng em được hoàn thiện hơn.

Chúng em xin chân thành cảm ơn Thầy và các Thầy trong Bộ môn cơ sở thiết kế máy và robot đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án này.

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

<small>Trang 5 </small>

PHẦN I: ĐỘNG HỌC

1.1 Chọn động cơ điện 1.1.1 Công suất làm việc

P = <small>lv ×</small>

= ^{× .} = 4.49 (kW) 1.1.2 Hiệu suất hệ dẫn động

η = <small>br </small>ì<small>ol</small>²ì<small></small>ì<small>kn </small>Tra bng (2.3)[1](trang 19): ã Hiu sut bộ truyền đai η = 0.96 <small>đ</small>• Hiệu suất bộ truyền bánh răng η =0.97 <small>br</small>• Hiệu suất một cặp ổ lăn η =0.99 <small>ol</small>• Hiệu suất khớp nối η = 1 <small>kn</small>

Do vậy: η = η<small>br </small>×η<small>ol</small>²×η<small>đ</small> = 0.97×0.99<small>2</small> 0.96 =0.91×<small> =></small> Hiệu suất hệ dẫn động η =91%

1.1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ P<small>yc</small>= = ^.

<small>.</small> = 4.93 (kW) 1.1.4 Số vịng quay trên trục cơng tác

n =<small>lv×</small>

<small>×</small> = _× ^{× .} = 274.12 (v/ph) 1.1.5 Chọn tỉ số truyền sơ bộ

• Tỷ số truyền của bộ truyền đai chọn: u = 2,5 <small>đ</small>• Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ chọn: u = 4 <small>br</small>Tỷ số truyền sơ bộ

u = u × u = 2.5 × 4 = 10 <small>sbđ=br</small>1.1.6 Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ

N = n × u = 274.12 × 10 = 2741.2 (v/ph) <small>sblvsb</small>1.1.7 Chọn động cơ

Thỏa mãn các yêu cầu: N<small>đc</small> ≈ n = 2741.2(v/ph) <small>sb</small>P<small>đc</small> ≥ P = 4.93(kW) <small>yc</small>Thông số động cơ được chọn:

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

<small>Trang 6 </small> • Ký hiệu động cơ: 3K132S2 • Cơng suất động cơ P = 5.5 (kW) • Vận tốc quay n = 2900 (vịng/phút) • Đường kính trục động cơ D = 32 (mm) • Hiệu suất động cơ η =84 (%) • Hệ số công suất cos( )= 0.87 φ1.2 Phân phối tỷ số truyền

Tỉ số truyền chung của hệ: u_ð = <small>đ</small> =

<small>.</small> =10.58 Chọn tỉ số truyền của bộ truyền đai : u_đ= 2.5

Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ : u =^ð

<small>ðđ</small> = ^,_, = 4.23 1.3 Tính các thông số trên trục

1.3.1 Công suất

Công suất trên trục công tác

Pct = Plv = 4.49 (kW) Công suất trên trục 2 (trục ra của hộp giảm tốc) P = = ^. = 4.49 (kW) Công suất trên trục 1 (trục vào của hộp giảm tốc) P =

<small>.× .</small> = 4.68 (kW) Công suất thực tế trên trục động cơ

P_đð= _×<small>đ</small>= ^.

<small>.× .</small> = 4.92 (kW) 1.3.2. Vận tốc quay trên các trục

Số vòng quay trên trục động cơ: n_đð= 2900 Số vòng quay trên trục 1:

n =ⁿ^đðu_đ ⁼

2.5 ^{= 1160 v/ph}Số vòng quay trên trục 2:

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

<small>Trang 7 </small>n = ⁿ

4.23 ^{= 274.23 v/ph}Số vòng quay trên trục công tác:

n_ð = n = 274.23 v/ph1.3.3. Momen xoắn trên các trục

Momen xoắn trên trục động cơ: T_đð= 9,55. 10 ^P^đð

n_đð^{= 9,55. 10}4.92

2900^{= 16202,07 Nmm}Momen xoắn trên trục 1:

T = 9,55. 10 ^P

n ^{= 9,55. 10}4.68

1160^{= 38529,31 Nmm}Momen xoắn trên trục 2:

T = 9,55. 10 ^P

n2^{= 9,55. 10}4.49

274,23^{= 156363,27 Nmm}Momen xoắn trên trục công tác:

T<small>ð</small> = 9,55. 10 ^P^ð

n_ð ^{= 9,55. 10}4.49

274,23^{= 156363,27 Nmm}Bảng 1.1: Thông số bộ truyền chuyển động

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

Góc ơm tối thiểu trên bánh dẫn α1,min Độ 120

2.2 Thiết kế đai thang bằng inventor

<small>Hình 2.1 Nhập tiết diện đai và thông số đai </small>

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

<small>Trang 9 Hình 2.2 Kết quả kiểm nghiệm đai </small>

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

<small>Trang 10 Hình 2.3 Thơng số bánh dẫn </small>

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

<small>Trang 11 </small>

<small>Hình 2.4 Thơng số bánh bị dẫn </small>

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

<small>Trang 12 </small>

Bảng tổng hợp kết quả tính bộ truyền đai thang

Thơng số Ký hiệu Đơn vị Giá trị

<small>Hình 2.5 Mơ hình 3D bộ truyền đai </small>

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

<small>Trang 13 </small>

PHẦN III: TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG 3.1 Đặc tính kỹ thuật yêu cầu của bộ truyền bánh răng trụ nghiêng

Loại bánh răng (thẳng, nghiêng,chữ V) - Nghiêng phải

Hệ số an toàn theo độ bền tiếp xúc S - 1,1 Hệ số an toàn theo độ bền uốn S - 1,75

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

<small>Trang 14 </small>3.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng bằng inventor

Hình 3.1 Nhập thơng số thiết kế cửa sổ Design

Hình 3.2 Chọn cấp chính xác

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

<small>Trang 15 </small>

Hình 3.3 cửa số calculation kiểm tra độ bền

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

<small>Trang 16 </small>

<small>Hình 3.5 Kích thước bánh răng bị dẫn Hình 3.4 Kích thước bánh răng dẫn </small>

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

<small>Trang 18 </small>

PHẦN IV: TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN ĐỐI VỚI TRỤC I

4.1. Tính sơ bộ trục: 4.1.1. Chọn vật liệu trục:

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có <small>b</small>=600 Mpa <small>ch </small>=340 MPa ứng suất xoắn cho phép [ ] = 15 30 MPa

4.1.2. Xác định sơ bộ đường kính trục: Theo cơng thức 10.9/T188 [1], ta có:

F = F<small>rxr </small>.cos15°=830,56 NF<small>ry </small>= F<small>r </small>.sin15°=222,55 N

Lực tác dụng lên bánh răng trụ răng nghiêng: Lực vòng: F = F = 1433,88 N <small>t1 t2 </small>

Lực hướng tâm: F = F = 536,75 N <small>r1 r2 </small> Lực dọc trục: F = F = 344,56 N <small>a1 a2 </small>

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

<small>Trang 19 </small>4.1.4. Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực

Theo bảng 10.3/T189 [1] chọn: k<small>1</small>= 10

k<small>2 </small>= 10 k<small>3 </small>= 5

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

<small>Trang 20 </small>h<small>n</small>= 25

Trục I:

Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng nhỏ:

l = (1,2 1,5) d = (1,2 1,5).25 = (30<small>m1 1</small> 37,5) mm ( b =61 mm) <small>w1</small> Chọn l = 61 mm <small>m1</small>

Chiều dài moay ơ bánh đai:

l = (1,4 2,5) d = (1,4 2,5).25 = (35 62,5) mm <small>mc11</small> Chọn l =52 <small>mc1</small>

Trục II:

Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng lớn:

l = (1,2 1,5) d = (1,2 1,5).35 = (42<small>m2 2</small> 52,5) mm ( b =56 mm) <small>w2</small> Chọn l = 56 mm <small>m2</small>

Chiều dài moay ơ nửa khớp nối (nối trục đàn hồi):

l = (1,4 2,5) d = (1,4 2,5).35 = (49 87,5) mm < l =110 <small>mc22kn</small> Chọn l =110 <small>mc2</small>

Khoảng cách từ bánh răng đến ổ lăn:

l = 0,5(l + b ) + k + k = 0,5. (56+21) + 10 + 10 = 58,5 mm <small>22m2 0212</small> Chọn l = 59 mm <small>22 </small>

Khoảng cách giữa 2 ổ lăn: l = 2l = 2.59 = 118 mm <small>2122</small>

l<small>11</small>=l<small>21</small>=118

l<small>11</small>=l<small>12</small>=2.59=118 Chọn l =59 mm <small>12</small>Khoảng cách từ bánh đai đến ổ lăn:

l = 0,5(l<small>1Cmc1 </small>+ b ) + k + h = 0,5. (52+17) + 5+ 25 = 64,5 mm <small>013n</small>Chọn l = 65 mm <small>1C </small>

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

<small>Trang 21 </small>4.2. Tính tốn thiết kế cụm trục I

4.2.1. Tính phản lực tại các gối đỡ cho trục I:

Phương trình cân bằng:

⎧ F = F − R + F + R = 0 F = −F + R − F + R = 0 M (5) = −F .^d

2 ^{− F} ^{. l} ^{− R} ^{. l} + F . l <small>ð</small>= 0 M (5) = F . l − R . l − F . l = 0

⎧ F = −222,55 + R − 1433,88 + R = 0 F = 830,56 − R + 536,75 + R = 0 M (5) = −344,56.^53,74

2 ^{− 536,75.59 − R} ^{. 118 + 830,56.65 = 0}M (5) = 1433,88.59 − R . 118 − 222,55.65 = 0

⎧R = 1062,08 NR = 1477,99 N

R = 594,35 NR = 110,68 N

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

<small>Trang 22 </small>4.2.2 Vẽ biểu đồ mô men

R = 1062 ,08 NR = 1477 ,99 N

R = 594,35 NR = 110,68 NF = 536,75 NF = 1433,88 N

F = 344,56 NF = 830,56 NF = 222,55 N

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

<small>Trang 23 </small>4.2.3. Tính momen tương đương

M_ð= M + M <small>• </small> M = M + M = √0 + 0 = 0

<small>• </small> M = M + M = 53986,4 + 14465,75 = 55890,87Nmm <small>• </small> M = M + M = 15788,63 + 35066,52 = 38457,01 Nmm<small>• </small> M = M + M = √0 + 0 = 0 Nmm

<small>• </small> M _ð= M_ð + 0,75T

<small>• </small> M = M+ 0,75T = 0 + 0,75. 0 = 0

<small>• </small> M = M + 0,75T = 55890,87 + 0,75. 38529,31 =65093,55 Nmm

<small>• </small> M = M+ 0,75T = 38457,01 + 0,75. 38529,31 =50914,85 Nmm

<small>• </small> M = M+ 0,75T = 0 + 0,75. 38529.31 = 33367,36 Nmm 4.2.4. Tính đường kính các đoạn trục tương ứng

- Đường kính d = 30mm tra bảng 10.5 : [σ] = 63MPa ⇒d_ð= ^M ^ð

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

⎩⎨⎧

tại vị trí lắp bánh răng: d = 26 mmtại vị trí ổ lăn ∶ d = d = 25 mmtại vị trí lắp bánh đai: d = 22mm

tại vai: d + 8 = 34mm4.2.5. Chọn và kiểm nghiệm then

Tính tốn mối ghép then thỏa mãn điều kiện:

[dl (h − t )]^{≤ [σ ]}τ<small>ð</small>= ^2T

dl b^{≤ [τ}<small>ð</small>] Trong đó

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

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

- [τ ]_ð là ứng suất cắt cho phép, MPa ; với then bằng thép 45 chịu tải trọng [τ ]<small>ð</small> =40…60MPa

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

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

- Tại vị trí lắp bánh răng:

b = 8 (mm), h = 7 (mm), t = 4 (mm),t2= 2,8 mm <small>1</small>- Tại vị trí lắp đai:

b = 8 (mm), h = 7 (mm), t = 4 (mm) ,t2= 2,8 mm <small>1</small>- Chiều dài then tại vị trí lắp bánh răng:

l<small>t</small> = (0,8 – 0,9)l = (0,8 – 0,9).61 = (48,8 – 54,9) → chọn l = 50 (mm) <small>m1t</small>- Chiều dài then tại vị trí lắp bánh đai:

l<small>t</small> = (0,8 – 0,9)l = (0,8 – 0,9).42 = (33,6 – 37,8) → chọn l = 36 (mm) <small>mc1t</small>Kiểm nghiệm theo độ bền dập và độ bền cắt

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

<small>Trang 25 </small>+ Tại vị trí lắp bánh đai:

dl (h − t )⁼

22.36. (7 − 4)^{= 32,43 < 100 MPa}τ_ð= ^2T

dl b⁼

22.36.8 ^{= 12.16 < [τ}<small>ð</small>] MPa⇒ Thỏa mãn

+ Tại vị trí lắp bánh răng:

⎧σ = _{dl (h − t )}^2T = ^2.38529,31

26.50. (7 − 4)^{= 19,76 < 100 MPa}τ<small>ð</small>= ^2T

dl b⁼

26.50.8 ^{= 7,41 < [τ}<small>ð</small>] MPa⇒ Thỏa mãn

Kiểm tra điều kiện liền trục, ta có khoảng cách từ chân răng đến rãnh then:

X = – t = <small>2,</small>

– 2.8 = 8,63> 2.5*2.75 = 6.875 Vậy tại vị trí này ta làm bánh răng khơng liền trục. 4.2.6. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

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

s_ð= ^{s . s}^ð ^ððs _ð+ s_ðð

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

<small>Trang 26 </small>⎩

K _ðσ _ð+ ψ σ _ðs_ðð= ^τ

K_ð τ _ð+ ψ_ðτ _ð

σ và τ – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. Đối với thép cacbon

σ = 0,436σ = 0,436.600 = 216.6MPa τ = 0,58. σ = 0,58.261,6 = 151.73MPa

σ , τ , σ , τ – biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất <small>ajajmjmj</small>tiếp tại tiết diện j do quay trục một chiều:

�㔓<small>σ</small> và �㔓<small>τ</small> – hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7 �㔓<small>σ </small>= 0,05, �㔓<small>τ</small> = 0

Các trục của hộp giảm tốc, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng σ _ð= 0 ; σ _ð= σ =^M^ð

32 ⁻

bt d_ð− t2d_ðW _ð=^πd^ð

16 ⁻

bt d_ð− t2d_ð-Tại vị trí 5 trục có tiết diện trịn

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

<small>Trang 27 </small>⎩⎪⎪⎧ W_ð=^πd^ð

32W _ð=^πd^ð

Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ phân bố momen, có thể thấy các tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm cần kiểm nghiệm về độ bền mỏi: tiết diện (5), tiết diện (6) Chọn lắp ghép: các ổ lăn lắp trên trục theo r6, lắp bánh răng, bánh đai theo k6 kết hợp với lắp then

-Tại tiết diện lắp bánh răng (6)

M = 38457,01 NmmT = 38529,31 Nmm

d = 26 mm

⎩⎨⎪⎧ W =^πd

32 ⁻

bt (d − t )

π. 2632 ⁻

8.4. (26 − 4)

2.26 ^{= 1427,67 Nmm}W =^πd

16 ⁻

bt (d − t )

π. 2616 ⁻

8.4. (26 − 4)

2.26 ^{= 3153,19 Nmm}

W ⁼

38457,01

1427,67 ^{= 26,94MPa}σ = 0

2.3153,19^{= 6,11 MPa}-Tại tiết diện lắp ổ lăn (5)

M = 55890,87 NmmT = 38529.31 Nmm

d = 25 mm

⎩⎨⎧ W =^πd

32 ⁼π. 25

32 ^{= 1533,98 Nmm}W =^πd

16 ⁼π. 25

16 ^{= 3067,96 Nmm}

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

<small>Trang 28 </small>⎩

1533,98 ^{= 36,44 MPa}σ = 0

K<small>ð ð</small>=^(K^ð^{⁄ + K − 1)}^ε^ðKy

K<small>x</small> – hệ số tập trung ứng suất. Tra bảng 10.8 và nội suy> K = 1,06 <small>x</small>

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

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

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

tra bảng 10.12

khi cắt bằng dao phay ngón, σ = 600 MPa trục có rãnh then K = 1,76 Kτ <small>b</small> ⇒ <small>σ </small>=1,54

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

<small>Trang 29 </small>

+Tiết diện tại vị trí ổ lăn: Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra. Chọn kiểu lỗ k6, tra bảng 10.11[1] (trang 198) với σ = 500 (MPa) <small>b</small>ta có: = 2,06; = 1,64

Tiết diện này có bề mặt trục lắp có rãnh then. Ta có: o Ảnh hưởng của rãnh then:

Tra bảng 10.10[1] (trang 198) ta có: _ε^{ε = 0,89}<small>ð</small>= 0,84

Xét đến ảnh hưởng của độ dôi, tra bảng 10.11/T198 [1], chọn kiểu lắp k6 với <small>b</small> = 500 MPa, ta có: _{K ⁄ = 1,64}^K⁄ ^{= 2,06}=>

Tra bảng 10.12[1] (trang 199) với σ =600 (MPa), cắt bằng dao phay ngón, ta <small>b</small>được:

K = 1,76K<small>ð</small>= 1,54 →

= ^,_, = 1,98= _,^, = 1,83Lấy ^{= 2,06}

= 1,83

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

<small>Trang 30 </small>→

= ^, ^× ^,

<small>,,</small> = 4,32> [s]Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi. 4.2.7. Kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh

Trong đó: = ^M

0,1. d ^{; =}T

0,2. d ^{; [ ] = 0,8} ^ð ^{= 0,8.340 = 272 MPa} M và T – momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy <small>maxmax</small>hiểm lúc quá tải

<small>ch</small> – giới hạn chảy của vật liệu trục Xét tại tiết diện lắp ổ lăn 4:

0,1. 25 ^{+ 3.}0

0,2. 25 ^{= 0 MPa}< [ ] = 272 MPa

=> Thỏa mãn Xét tại tiết diện lắp ổ lăn 5,:

0,1. 25 ^{+ 3.}

0,2. 25 ^{= 41,66 < [ ]}= 272 MPa

=> Thỏa mãn Xét tại tiết diện lắp bánh răng 6:

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

=> Thỏa mãn Xét tại tiết diện lắp bánh đai 7:

0,1. 22 ^{+ 3.}

0,2. 22 ^{= 31,34 MPa}< [ ] = 272 MPa

=> Thỏa mãn 4.3. Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn

Tải trọng tác dụng lên 2 ổ: - tại vị trí ổ lăn 4

F = R + R = 594,35 + 110,68 = 604,56N - tại vị trí ổ lăn 5

F = R + R = 1477,99 + 1062,88 = 1820,49 N Ta có lực dọc trục ngoài ( lực dọc trục tác dụng lên bánh răng )

F = 344,56 N Xét tỉ số:

min (F , F )⁼344,56

604,56^{= 0,57 > 0,3}⇒tra 2.12 trang 263 chọn loại ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp có thơng số

Ký hiệu d (mm) D (mm) b=T(mm) r (mm) r (mm) C (kN) C<small>1o</small>(kN)

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

<small>Trang 32 </small>

Theo yêu cầu thiết kế với góc tiếp xúc α = 26 độ , = _{, .} = 0.023 Tra bảng 11.4 tr216 với góc tiếp xúc α = 26 độ , ^. = ^._{, .} ^, = 0.023 Thu được e=0,68

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

4.3.1 Kiểm tra khả năng tải động

Khả năng tải động C được tính theo cơng thức(trang214): <small>d</small>C = Q. L√

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

<small>Trang 33 </small>

<small>• </small> Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ lăn là: <small>• </small> F = eF = 0,68.1820,49 = 1237,93N<small>• </small> F = eF = 0,68.604,56 = 411,10N<small>• </small> Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn:

<small>• </small> ΣF = F − F = 1237,93 − 344,56 = 893,37 N <small>• </small> ΣF = F + F = 411,10 + 344,56 = 755,66 N <small>• </small> Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 4 là:

<small>• </small> F = Max ΣF( , F ) = 755,66N <small>• </small> Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 5 là: <small>• </small> F = Max ΣF( , F ) = 1237,93N <small>• </small> Xét tỷ số <small>a</small>

v.F và kết hợp tra bảng 11.4_[1]_trang 216, ta có: Xác định X và Y:

- tại ổ lăn 4 : = ^,

<small>.,</small> = 1.25 > e ⇒ X = 0,41, Y = 0,87 <small>44</small>

- tại ổ lăn 5 : = ^,

<small>.,</small> = 0,68 = e ⇒ X = 1, Y = 0 <small>55</small>

Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ: Q = (X VF + Y F )k k

= (0,41.1.604,56 + 0,87.755,66 . 1.1 = 905,29N)Q = (X VF + Y F )k k

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

<small>Trang 34 </small> = (1.1.1820,49 + 0.1237,93 1.1 = 1820,49N)Tiến hành kiểm nghiệm với giá trị Q lớn hơn

Q = Max(Q , Q ) = 1820,49N Khả năng tải động của ổ lăn

C = Q L√ = 1820,49. 1183,2 = 19254,888N < 21,1 kN ⇒ hai ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động

4.3.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ

Tra bảng 11.6 cho ổ bi đỡ chặn 1 dãy, góc α = 26° ta được: ⇒ X = 0,5, Y = 0,37 <small>oo</small>

Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:

Q = X F + Y F = 0,5.604,56 + 0,37.755,66 = 581,87 N Hoặc Q = F = 604,56 N

Lấy Q = 604,56 N

Q = X F + Y F = 0,5.1820,49 + 0,37.1237,93 = 1368,28N Lấy Q = F = 1820,49 N

Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

Q = max(Q , Q ) = 1820,49N = 1,8 kN < C 14,90 kN ⇒ hai ổ lăn thỏa mãn khả năng tải tĩnh.

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

<small>Trang 35 </small>

PHẦN V: TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN ĐỐI VỚI TRỤC II

5.1 Khớp nối: 5.1.1 Chọn khớp nối Thông số đầu vào:

Mômen cần truyền: T = T = 156363,27 (N. mm) Đường kính trục cần nối: d =

T = 187,64 N. m ≤ T<small>ð</small> = 250 N. md = 32 mm ≤ d<small>ð</small> = 32 

</div>