Thiết kế chi tiết máy dẫn động băng tải

Đồ án chi tiết máy
Thuyết Minh đồ án chi tiết máy

I.tính toán động học hệ dẫn động cơ khí
1. Chọn động cơ.
a.Xác định công suất đặt trên trục động cơ.
Công suất của động cơ cần chọn phảI thoả mãn :
P
đc
>P
yc
P
yc
= P
tđ
=


Pct.

Với : + P
yc
là tải trọng yêu cầu đặt trên trục động cơ.
+ P
tđ
là tải trọng tơng đặt trên trục động cơ.
+ P
ct
là tải trọng tác dụng lên bộ phân công tác.
P
ct

=
1000
.vF
=
1000
1,1.3500
= 3,85 kw
+ là hiệu suất của toàn bộ truyền.
=h
ol
.h
x
.
ol
2
.
ot
.
br

k
= 0,99 hiệu suất nối trục đàn hồi ,

x
= 0,96 hiệu suất bộ truyền xích ,

ol
= 0,99 hiệu suất 1 cặp ổ lăn ,

ot

= 0,93 hiệu suất 1 cặp ổ trợt ,

br
= 0,97 hiệu suất bộ truyền bánh răng.


= 0,99. 0,96. 0,99
2
. 0,93. 0,97 = 0.815
+

hệ số


=

=
n
i
ck
ii
t
t
p
p
1
2
1
)(
với P

i


T
i




=
=
n
i
ii
t
t
T
T
1
11
)(

=
ckckck
mmmm
t
t
T
T
t

t
T
T
t
t
T
T
2
2
1
21
2
1
1
2
1
.)(.)(.)( ++
=
8
4
.8,0
8
4
.1
3600.8
3
.5,1
222
++

= 0,905


P
yc
=
275,4
815.0
905,0.85,3
=
b.Xác định tốc độ của động cơ.
Ta có : n
sb
= n
ct
.u
sb
Trong đó n
sb
là số vòng quay sơ bộ của động cơ
n
ct
là số vòmg quay của bộ phân công tác
u
sb
là tỉ số truyền sơ bộ
n
ct
=
65,65

320.14,3
1,1.60000.60000
==
D
v


u
sb
= u
sbh
. u
sbn


u
sbh
là tỉ số truyền của hộp giảm tốc
chọn u
sbh
= 10
1
Đồ án chi tiết máy
u
sbn
là tỉ số truyền của bộ truyền xích
chọn u
sbn g
=2

u
sb
= 10.2 = 20
n
sb
= 65,65. 20 = 1313
Chọn số vòng quay đòng bộ của động cơ là n
đc
= 1500 vòng/phút

c.Chọn động cơ .
Theo bảng P.13 [tkhdđ 1]
vói P
yc
= 4,275 và n
đb
= 1500 vòng/phút ta chọn đọng cơ có số hiệu
4A112M4Y3 có P
đc
= 5,5 kw ,
5,12
1
==>=
T
T
k
d
T
mm

n
k

và n
đc
= 1425 vòng/phút .

2.Phân phối tỉ số truyền.
a.Tỉ số truyền chung
u
ch
=
ct
dc
n
n
=u
h
.u
ng
u
ch
=
706,21
65,65
1425
=
Chọn u
ng
= 2

u
h
=
853,10
2
706,21
==
ng
ch
u
u
b.Phân phối tỉ số truyền
Ta có u
h
= u
1
.u
2

Vì đây là hộp giảm tốc đồng trục nên ta phân phối tỉ số truyền theo kinh
nghiệm


u
1
=u
2
=
294,3706,10 ==

h
u
Tính lại
ng
u
:
u
ng
=
2
294,3
706,21
.
2
21
==
uu
u
ch
c.Tính toán các thông số động học.
- Công suất trục làm việc

ct
P

= 3,85 kw

96,0.93,0
85,3
.

3
==
xot
ct
P
P

= 4,31 kw

97,0.99,0
31,4
.
3
2
==
brol
P
P

= 4,49 kw

67,4
97,0.99,0
49,4
.
2
1
===
brol
P

P

kw

77,4
99,0.99,0
67,4
.
1
===

kol
dc
P
P

kw
- Số vòng quay trên các trục:

1425
1
==
dc
nn
vòng/phút
2
Đồ án chi tiết máy

6,432
284,3

1425
1
1
2
===
u
n
n
vòng/phút

33,131
294,3
6,432
2
2
3
===
u
n
n
vòng/phút

67,65
2
33,131
3
===
ng
ct
u

n
n
vòng/phút
- Momen xoắn trên các trục :

37,31967
1425
77,4.10.55,9
.10.55,9
6
6
==

=
dc
dc
dc
n
P
T
N.mm

19,31297
1425
67,4.10.55,9
.10.55,9
6
1
1
6

===
n
P
T
dc
N.mm

43,99120
6,432
49,4.10.55,9
.10.55,9
6
2
2
6
===
n
P
T
dc
N.mm

78,31412
33,131
31,4.10.55,9
.10.55,9
6
3
3
6

===
n
P
T
dc
N.mm

3,559882
67,65
85,3.10.55,9
.10.55,9
6
3
6
===
ct
dc
n
P
T
N.mm


Trục
Thông số
Động cơ 1 2 3 Công tác
Tỉ số truyền u 1 3,294 3,294 2
Công suất ( kw ) 4,77 4,67 4,49 4,31 3,58
Số vòng quay
(vg/phút)

1425 1425 432,6 131,3 65,67
Mômen xoắn T
(N.mm)
31967,37 31297,19 99120,43
313412,7
8
559882,75


II.tính bộ truyền bánh răng.
1. Chọn vật liệu.
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất trong thiết kế ta
chọn vật liệu 2 cấp bánh răng là nh nhau.
- bánh nhỏ : thép C45 , tôi cải thiện ,đạt độ rắn HB = 245,
1b

= 850 MPa ,

1ch

= 580 MPa.
- bánh lớn : thép C45 , tôi cải thiện , đạt độ rắn HB = 230 ,
2b

= 750 MPa ,

450
2
=
ch

MPa
2. Xác định các ứng suất cho phép .
Theo bảng 6.2 với thép C45 , tôi cải thiện đạt độ rắn từ 180
ữ
350 HB có :
3
Đồ án chi tiết máy

o
H lim

= 2HB + 70 , S
H
= 1,1

o
F lim

= 1,8 HB , S
F
= 1,75
- Bánh răng nhỏ HB
1
= 245 , bánh lớn HB
2
= 230

0
2limH

= 2HB
1
+ 70 = 2. 245 + 70 = 560 MPa

0
1limF

= 1,8HB = 1,8. 245 = 441 MPa

0
2limH

= 2HB + 70 = 2. 230 + 70 = 530

0
2limF

= 1,8HB = 1,8. 230 = 414 MPa
- Theo công thứ 6.5 [tttkhdđ] :
N
HO
= 30.HB
2,4


N
HO 1
= 30. 245
2,4

= 1,6. 10
7
N
HO 2
= 30. 230
2,4
= 1,39.10
7
- Theo công thức 6.7
N
HE
= 60c

ii
i
tn
T
T
)(
3
max


N
HE 2
= 60.n
1
.u
1
.

ii
i
tn
T
T
.).(
max
= 60.1.
18000.
294,3
1425
( 1
3
.0,5 + 0,8
3
. 0,5) = 35,3.10
7

N
HE 2
> N
HO
nên K
HL 2
= 1
vì N
HE 1
> N
HE 1

, N
HE 2
>N
HO 1
nên N
HE 1
> N
HO1


K
HL 1
=1
Theo công thức 6.1a :

[ ]
H
HL
HH
S
K
.
0
lim

=

[ ]
509
1,1

1
.560.
1
0
1lim1
===
H
HL
HH
S
K

MPa

[ ]
8,481
1,1
1
.530.
1
0
2lim2
===
H
HL
HH
S
K

MPa

- Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng nên

[ ] [ ]
==
2HH

481,8 MPa
- Cấp chậm sử dụng răng nghiêng nên :

[ ]
[ ] [ ]
[ ]
2
21
.25,14,495
2
8,481509
2
H
HH
H



<=
+
=
+
=
- Theo công thức 6.7:

N
FE
= 60c

ii
i
tn
T
T
.)
max
(
6


ii
i
iFE
tn
T
T
t
u
n
cN 60
6
max1
1
2

=
=
766
10.48,29)5,0.8,05,0.1.(1800.
294,3
1425
.1.60 =+
vì N
FE2
>N
FO
= 4.10
6
K
FL2
= 1
tơng tự ta cũng có K
FL!
= 1
Bộ truyền quay 1 chiều nên K
FC
= 1

4
Đồ án chi tiết máy

- Theo công thức 6.2a :

[ ]

1
=
F


252
75,1
1.1.441

1lim
==
F
FLFCF
S
KK

MPa

[ ]

2
=
F

5,236
75,1
1.1.414

2lim
==
F
FLFCF
S
KK

MP
- ứng suất quá tải cho phép : theo công thức 6.10 và 6.11 ta có

[ ]
2
max
.8,2
chH

=
=2,8. 450 = 1260 MPa

[ ]
1
max
1
.8,0

chF

=
=08. 580 = 464 MPa

[ ]
2
max
2
.8,0
chF

=
=08. 450 = 360 MPa
3.Tính toán cấp chậm .
a. Xác định sơ bộ khoảng cáh trục.
Theo công thức 6.15a :

[ ]
3
1
2
2
2

.
)1(
baH
H
aw

u
KT
uKa


+=
trong đó :
+ K
a
= 43 (theo bảng 6.5 ) hệ số phụ thuộc vât liệu
+
ba

- hệ số , theo bảng 6.6 chọn
ba

= 0,2
theo công thức 6.16

bd

=o,5
ba

(u+1) = 0,5. 0,2(3,294+1) = 0,43
Theo bảng 6.7 với sơ đồ 4 ,
bd

= 0,43

H
K
= 1,033
+ T
2
=99120,43 N.mm - mômen xoắn trên trục bánh răng lớn của cấp chậm

56,158
2,0.294,3.)4,495(
033,1.43,99120
)1294,3.(43
3
2
2
=+=
w
a
mm
Lấy
2w
a
=160 mm.
b. Xác định các thông số ăn khớp .
- Theo công thức 6.17 :
m = ( 0,01
ữ
0,02 )
2w

a
= ( 0,01
ữ
0,02 ).160 = 1,6
ữ
3,2
theo bảng 6.8 chọn môđun pháp m= 2,5 mm
- chọn sơ bộ

= 10
o

- Theo công thức 6.31 số răng bánh nhỏ là
z
1
=
3,29
)1294,3.(5,2
10cos.160.1
)1(
cos2
2
=
+
=
+um
a
w

chọn z
1
= 29


z
2
= uz
1
=3,294.29 = 95,5
chọn z
2
= 95
- Tỉ số truyền thực là
u
m
=
275,3
25
95
=
- cos

=
96875,0
160.2
)9529(5,2
2
)(
2

21
=
+
=
+
w
a
zzm



= 14,36
o

c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
5
Đồ án chi tiết máy
Theo 6.33 ứng suất tiếp xúc trên bề mặi làm việc của răng là :

2
1
2

)1(.2
wmw
mH
HMH
dub
uKT
ZZZ

+
=



Trong đó :
- Z
M
là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu
Theo bảng 6.5 Z
M
= 274
3
1
MPa
- Z
H
- hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc
Z
H
=
tw
b


2sin
cos2
Theo 6.35
tg
b

=cos
t

.tg


b

là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

t

=
tw

= arctg(


cos
tg
) = arctg(
0
36,14cos
20
o
tg
) = 20,59
o

b

= arctg(cos
t

.tg

) = arctg( cos20,59
o
.tg14.36
o
) = 13,48
o



72,1
)59,20.2sin(
48,13cos.2
==
o
H
Z
-

Z
là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Theo công thức 6.37

.
sin.
m
b
w
=
là hệ số trùng khớp dọc
b
w
là chiều rộng bánh răng

32160.2,0. ===
wbaw
ab

mm

01,1
.5,2
36,14sin.32
0
==



Hệ số trùng khớp ngang :

0
2121
36,14cos)]
11
(2,388,1[cos)]
11
(2,388,1[
zzzz
+=+=


= 1,68
với


= 1.01 > 1

77,0
68,1
1
==

Z

- K
H
là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :

HvHHH

KKKK

=
+

H
K
= 1,033 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộmg vành răng
+

H
K
là hệ số kể đến sự phân bố không đèu tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn
khớp

85,74
1275,3
160.2
1
2
=
+
=
+
=
m
w
w

u
a
d
mm
6
Đồ án chi tiết máy
v =
695,1
60000
6,432.85,74.
60000
.
21
==


nd
w
m/s
vì v < 2,5 m/s nên theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9
theo bảng 6,11
13,1=

H
K

+ K
Hv
là hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp
Theo công thức 6.42

V
H
=
u
a
vg
oH
ă


Trong đó

H

= 0,002 là hệ số kể đến ảnh hởng của các sai số ăn khớp .
g
o
= 73 hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 1 và 2.


v
H
= 0,002.73.1,695.
275,3
160
= 1,792
theo công thức 6.41 :
K
Hv
= 1 +

02,1
13,1.033,1.43,99120.2
48,74.32.792,1
1
2

2
1
=+=

HH
wH
KKT
dbv
Theo 6.39

19,102,1 13,1.033,1 ===
HvHHH
KKKK

Vậy :

2
85,74.275,3.32
)1275,3.(19,1.43,99120.2
.77,0.72,1.274
+
=
H

= 475,6 MPa.
- Xác định chính xác ứng suất cho phép :

[ ] [ ]
XHRvHH
Kzz

=

Với v=1,96 m/s < 2,5 m/s

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 công đạt độ nhám là R
a
= 2,5
ữ
1,25
m
à


z
R
= 0,95
d
a
< 700

K
XH
= 1

[ ]
=
H

495,4.1.0,95.1 = 470,6 MPa
Do
[ ]
HH

<
nên thiếu bền ,do đó ta cần chọn lại khoảng cách trục.
Chọn a
w
= 165 và tính toán nh trên ta đợc :
- Các thông số ăn khớp :
m = 2,5 mm
z
1
= 30, z
2
= 90
u
m
= 3,3

o
39,12=

- Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc
+ z
M
= 274
+ z
H


0
43,20==
twt


63,11=
b

o



z
H
= 1,73
+

z
b

w
= 0,2.165 = 33 mm
7
Đồ án chi tiết máy

9,0=



7,1=



778,0=

z
+ K
H

d
w1
=
74,76
13,3
165.2
1
2
=
+
=

+
m
w
u
a
v = 1,738 m/s

v
H
= 1.79

13,1=

H
K

02,1=
Hv
K
19,1=
H
K

8,463
74,76.3,3.33
)13,3.(43,99120.2
.778,0.73,1.274
2
=
+

=
H

MPa

[ ]
MPaMPa
HH
6,4708,463 =<=

thoả mãn điều kiện bền
d.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Theo công thức 6.43 :

mdb
YYYKT
ww
FF
F

2
12
1


=
- Theo bảng 6.7 với
bd

= 0,43 ,sơ đồ 4 ta có

H
K
= 1,0545
Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9



F
K
= 1,37
v
F
=
u
a
vg
w
oF


với
006,0=
F

( theo bảng 6.15)
với g
o
= 73 ( theo bảng 6.16 )

v
F
= 0,006.73.1,738.
3,3
165
= 5,38
K
Fv
= 1 +
05,1
37,1.0545,1.43,99120.2
74,76.33.38,5
1
2

2
1
=+=

FF
wwF
KKT
dbV

- với
7,1=

59,0
7,1
11
===



Y
- với
9115,0
40
39,12
139,12 ===


Y
o
- Số răng tơng đơng
z
v1
=
32
39,12cos
30
cos
33
1
==
o

z

z
v2
=
106
39,12cos
99
cos
3
2
==
o
z

Theo bảng 6.18 ta đợc : Y
F1
= 3,78
Y
F2
= 3,6
Với m = 2,5

Y
S
= 1,08 0,0695ln2,5 = 1,016
8
Đồ án chi tiết máy
Y
R

= 1 ( bánh răng phay )
K
XE
= 1 ( d
a
< 400 mm )

[ ] [ ]
MPaKYY
XESRFF
3,2401.016,1.1.5,236
11
===



[ ]
MPaMPa
FF
2561,96
5,2.74,76.33
78,3.9115,0.59,0.1.43,99120.2
11
=<==



[ ]
MPaMPa
Y

Y
F
F
F
FF
5,2365,91
78,3
6,3
.1,96.
2
1
2
12
=<===

Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn.
e. Kiểm tra răng về quá tải.

5,1
1
max
===
T
T
T
T
K
mm
qt

[ ]
MPaMPaK
HqtHH
12605685,1.8,463.
max
max1
=<===

Theo 6.49 :

[ ]
MPaMPaK
FqtFF
46415,1445,1.1,96.
max
21max1
=<===


[ ]
MPaMPaK
FqtFF
3605,1375,1.5,91.
max
22max2
=<===


bộ truyền đảm bảo độ bền uốn.
g.Các thông số của bộ truyền .

- Khoảng cách trục :
165=
w
a
mm
- Môđun pháp : m = 2,5 mm
- Chiều rộng vành răng :
33=
w
b
mm
- Tỉ số truyền : u
m
= 3,3
- Góc nghiêng của răng:

= 12,39
o
- Số răng của bánh răng: z
1
= 30
z
2
= 99
- Hệ số dịch chỉnh : x
1
= 0 , x
2
= 0
-Đờng kính vòng chia:

d
1
=
79,76
39,12cos
30.5,2
cos
1
==
o
mz

d
2
=
4,253
39,12cos
99.5,2
cos
2
==
o
mz

Theo công thức trong bảng 6.11
- Đờng kính đỉnh răng:
d
a1
=
mxd

y
)1(2
11
++
d
a1
= 81,79 mm
d
a2
=
md 2
2
+
d
a2
= 258,4 mm
- Đờng kính đáy răng :
d
f1
= d
1
- ( 2,5-2.x
2
)m d
f1
= 70,54 mm
d
f2
= d
2

2,5 m d
f2
= 247,15 mm
- Đờng kính vòng lăn: d
w1
= 76,74 mm
d
w2
= 253,24 mm
4.Tính bộ truyền cấp nhanh.
a. Khoảng cách trục.
a
w1
= a
w2
=165 mm
b.Các thông số ăn khớp.
- Môđun m = (0,01
ữ
0,02 ) a
w1
= (0,01
ữ
0,02 )165 = 1,65
ữ
3,3
Chọn m = 2,5
9
Đồ án chi tiết máy
- Số răng

z
1
=
7,30
)1294,3.(5,2
165.2
)1(
2
1
=
+
=
+um
a
w
lấy z
1
= 30

z
2
= u,z
1
= 30.3,294 = 98,82
chọn z
2
= 99
Tỉ số truyền thực u
m
=

3,3
30
99
1
2
==
z
z
- Khoảng cách trục:
a
w1
=
25,161
2
)9930(5,2
2
)(
21
=
+
=
+ zzm
mm
để a
w1
= 165 mm thì phải dịch chỉnh .
-Hệ số dịch chỉnh tâm ( theo công thức 6.22) :
y =
5,1)9930(5,0
5,2

165
)(5,0
21
1
=+=+ zz
m
a
w
Theo 6.23 : k
y
=
36,11
9930
5,1.10001000
=
+
=
t
z
y
Theo bảng 6.10

k
x
= 0,995
Theo công thức 6.24 ta có hệ số giảm đỉnh răng

123,0
1000
)9930.(995,0

1000
.
=
+
==
tx
zk
y
Theo 6.25 tổng hệ số dịch chỉnh :

623,1123,05,1 =+=+= yyx
t
Theo 6.26 hệ số dịch chỉnh bánh răng :
x
1
= 0,5.(x
t
(z
2
z
1
)
)
t
z
y
= 0,5( 1,623 ( 99-30 )
)
9930
5,1

+
=0,41
x
2
= x
t
x
1
= 1,623 0,41 = 1,213
- Do x
2
> 1 nên ta chọn lại số răng
chọn z
1
= 31
z
2
= 100



226,3
31
100
==
m
u
Với các bớc tính toán nh trên ta có:
+ Khoảng cách trục : a
w

= 163,75 mm
+ Hệ số dịch chỉnh tâm : y =0,5


k
y
= 3,82
k
x
= 0,112
+ Hệ số giảm đỉnh răng :
015,0=y
+ Tổng hệ số dịch chỉnh : x
t
= 0,515
+ Hệ số dịch chỉnh 2 bánh : x
1
= 0,126
x
2
= 0,389
- Góc ăn khớp : ( theo 6.27 )

o
tw
o
w
t
tw
a

mz
16,21
9325,0
165.2
20cos.5,2)10030(
2
cos
cos
=
=
+
==





10
Đồ án chi tiết máy
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc .
Theo 6.33 :

2
1
1

)1.( 2

wmw
mH

HmH
dub
uKT
ZZZ
+
=


Theo bảng 6.5 : Z
m
= 274 MPa
Theo công thức 6.34
Z
H
=
75,1
)16,21.2sin(
0cos.2
2sin
cos.2
==
o
tw
b




Z
tính theo công thức 6.36a

3
4




=Z

74,1)
100
1
31
1
(2,388,1))
11
(2,388,1(
21
=+=+=
zz






868,0
3
74,14
=

=

Z
Đờng kính vòng lăn nhỏ :

09,78
1226,3
165.2
1
2
1
=
+
=
+
=
m
w
w
u
a
d
mm
theo 6.40 v =
82,5
60000
1425.09,78.
60000
11

==


nd
w
m/s
Theo bảng 6.13 với v < 8 m/s chọn cấp chính xác 7
Theo bảng 6.16

g
o
= 47
Theo bảng 6.15


006,0=
H

v
H
=
74,11
226,3
165
82,5.47.006,0
1
.
==
m
w

oH
u
a
vg

Chọn
75,24165.15.015,0 ===
wba
b

mm

325,0)1333,3.(15,0.5,0)1.(5,0 =+=+= u
babd

Theo bảng 6.7 với sơ đồ 5

0175,1=

H
K
Do đó :

34,1
1.0175,1.19,31297.2
09,78.75,24.74,11
1
2

1

1
1
=+=+=

HH
wwH
Hv
KKT
dbv
K

36,134,1.0175,1.1 ===
HvHHH
KKKK


2,357
09,78.226,3.75,24
)1226,3.(36,1.19,31297.2
868,0.75,1.274
2
=
+
=
H

MPa
- Tính chính xác lại
[ ]
H

[ ] [ ]
XHRvHH
KZZ

=
Do v = 5,82 m/s > 5 m/s

Z
V
=0,85.v
0,1
= 0,85.5,82
0,1
= 1,01
Cấp chính xác động học là 7 , chọn mức chính xác tiêp xúc là 8

cần gia công
đạt R
z
= 2,51,25
m
à


Z
R
= 0,95.
Do d

a
< 700 mm nên K
XH
= 1
11
Đồ án chi tiết máy


][
H

= 481,8.1,01.0,95.1 = 462,2
vậy
][
HH

<
, tuy nhiên
2,357=
H

MPa <
[ ]
2,462=
H

MPa nên bộ truyền
thùa bền nhiều , do đó ta có thể giảm b
w
, ta có thể lấy b

w
= 22 mm.
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo công thức 6.43

mdb
YYYKT
ww
ỳF
F
.
2
1
11
1


=
Với
-

Y
=
575,0
74,1
11
==


-

1
140
1 ==
o
Y


- Theo bảng 6.18 với z
1
= 31 và x
1
= 0,126

Y
F1
= 3,67
z
2
= 100 và x
2
= 0,389

Y
F1
= 3,536
- K
F
hệ số tải trọng khi tính về uốn :
theo công thức 6.45

FvFFF
KKKK

.=
Theo bảng 6.7 với
325,0=
bd

và sơ đồ 5

038,1=

F
K
Bánh răng cấp chậm là răng thẳng nên
1=

F
K
v
F
=
66,11
226,3
165
.82,5.47.006,0 ==
m
w
oF
u

a
vg


31,1
1.038,1.19,31297.2
09,78.22.66,11
1
2

1
1
1
=+=+=

FF
wwF
Fv
KKT
dbv
K


K
F
= 1,038.1.1,31 = 1,36

82,41
5,2.09,78.22
67,3.1.575,0.36,1.19,31297.2

1
==
F

MPa

32,41
67,3
536,3
.6,42
1
2
12
===
F
F
FF
Y
Y

MPa
- Tính lại
[ ]
F


[ ] [ ]
XFSRFF
KYY.
11

=
trong đó
Y
R
=1
Y
S
= 1,08 - 0,0695lnm = 1,08 0,0695ln2,5 = 1,016
K
XH
= 1 ( do d
a
< 400 mm)
[ ]
2561.1.016,1.252
!
==
F

MPa
[ ]
2401.1.016,1.5,236
2
==
F

MPa
do
[ ]

11 FF

<

[ ]
22 FF

<
nên bộ truyền thoả mãn điều kiện bền uốn.
e. Kiểm nghiệm răng về quá tải

5,1
1
==
T
T
K
mm
qt
12
Đồ án chi tiết máy

[ ]
MPaMPaK
HqtHH
126048,4375,1.2,357.
max
max
=<===

[ ]
MPaMPaK
FqtFF
46473,625,1.82,41.
max
11max1
=<===


[ ]
MPaMPaK
FqtFF
36098,615,1.32,41.
max
22max2
=<===

f. Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :
Khoảng cách trục : a
w1
= 165 mm
Môđun pháp : m = 2,5 mm
Chiều rộng vành răng : b
w1
= 22 mm
Tỷ số truyền : u
1
= 3,226
Số răng : z

1
= 31
z
2
= 100
Hệ số dịch chỉnh : x
1
= 0,126
x
2
= 0,389
Đờng kính vòng chia :
d
1
= d
w1
= m . Z
1
= 2,5 .31 = 77,5 mm
d
2
= d
w2
= m . Z
2
= 2,5 .100 = 250 mm
Đờng kính vòng lăn:
d
w1
= 78,09 mm

d
w2
= ud
w1
= 3,226. 78,09 = 251,92 mm
Đờng kính đỉnh răng :
d
a1
= d
1
+ 2(1 + x
1
-
y

) m = 77,5 +2(1+ 0,126 - 0,015 ).2,5 = 83,05 mm
d
a2
= d
2
+ 2( 1+x
2
-
y

)m = 250 +2( 1 + 0,389 - 0,015 ) .2,5 = 256,87 mm,
Đờng kính đáy răng :
d
f1
= d

1
(2,5 2x
1
) m =77,5 ( 2,5 -2.0,126 )2,5 = 61,88 mm,
d
f2
= d
2
( 2,5-2.x
2
) m = 250 (2,5 2. 0,775)2,5 = 245,69 mm,

III.tính toán thiết kế bộ truyền xích.
Do có sự thay đổi về tỉ số truyền của bộ truyền trong nên cần tính lại tỉ số
truyền của bộ truyền ngoài.
Với u
1
= 3,3 và u
2
= 3,226
039,2
266,3.3,3
706,21
.
21
===
uu
u
u
ch

n

- Số vòng quay trên các trục:

1425
1
==
dc
nn
vòng/phút

82,431
3,3
1425
1
1
2
===
u
n
n
vòng/phút

86,133
226,3
82,431
2
2
3
===

u
n
n
vòng/phút

65,65
039,2
86,133
3
===
ng
ct
u
n
n
vòng/phút

1. Chọn loại xích.
Vì tải trọng không lớn lắm và vận tốc bộ truyền nhỏ nên ta ding xích con
lăn.
13
Đồ án chi tiết máy
2. Xác định các thông số của bộ truyền.
- Theo bảng 5.4 [tttkhdđck 1] với u = 2,039 chọn số răng z
1
= 27


số răng đĩa lớn z
2

= 2,039.27 = 55,05

chọn z
2
= 55
tỉ số truyền thực :
u
m
=
037,2
27
55
1
2
==
z
z

- Công suất tính toán của bộ truyền
Theo công thức 5.3 ta có :
P
t
= P . k. k
z
. k
n

Trong đó :
+ với z
1

= 25

k
z

926,0
27
2525
1
===
z
+ k
n
là hệ số vòng quay , với n
01
= 200 vòng/phút ta có
k
n
=
49,1
86,133
200
1
01
==
n
n
+ k là hệ số điều kiện sử dụng xích
k = k
o

. k
a
. k
đc
. k
bt
. k
đ
. k
c

Theo bảng 5.6 chọn :
k
o
= 1 vì đờng tâm các đĩa xích làm với phơng ngang 1 góc 45
o
<
60
o
.


k
a
= 1 chọn a
p40


k
đc

là hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng xích
chọn k
đc
= 1 ( điều chỉnh bâừng 1 trong các đĩa xích )
k
đ
kà hệ số tải trọng động , vì tải trọng va đập vừa nên chọn k
đ
=
1,2 .
k
c
là hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền , với bộ truyền
làm việc 2
ca lấy k
c
= 1,25 .
k
bt
là hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn , lấy k
bt
= 1 ( bôi trơn
tốt ).


k = 1.1.1.1,2.1,25.1 = 1,5
Vậy ta có : P
t
= 4,31. 0,926.1,49. 1,5 = 8,92
Theo bảng 5.5 với n

01
= 200 vòng/phút chọn bộ truyền xích 1 dãy có bớc xích p
= 24,5 mm thoả mãn điều kiện bền mòn :
P
t
< [P] =11,0 kw
- Khoảng cách trục :
a = 40p = 40. 25,4 =1016 mm
Theo công thức 5.12 ta có số mắt xích :
x =
a
p
zzzz
p
a
2
2
1221
4
)()(5,0
2

+++

=
( ) ( )
1016 4
4,25
255050255.0
4,25

1016.2
2
2

+++

= 117,89
Chọn x = 118 , tính lại khoảng cach trục theo công thức 5.13
a =
])(2)](5,0[)(5,0[25,0
2
12
2
1212

zz
zzxzzxp

+

14
Đồ án chi tiết máy
=
])
2550
.(2)]2550(5,0118[)2550(5,0118.[4,25.25,0
22


++

= 1017,33 mm
Để xích không chịu lực căng qúa lớn cần giảm a một lợng bằng


a = ( 0,002
ữ
0,005 ) a = ( 0,002
ữ
0,005 ).1017,33 = 2,02
ữ
5,09
lấy

a = 3,33

a = 1014 mm
- Số lần va đập của xích ( Theo công thức 5.14 và bảng5.9 ) :
i =
30][89,1
118.15
86,133.25
15
.
=<== i
x
nz
ii

3.Kiểm nghiệm xích về độ bền ( kiểm nghiệm theo hệ số an toàn )
Theo công thức 5.15 ta có :

s =
votd
FFFk
Q
++.
- Q là tải trọng phá huỷ
Theo bảng 5.2 ta có : tải trọng phá huỷ Q = 56,7
Khối lợng 1 m xích q = 2,60 kg
- k
đ
là hệ số tải trọng động
Với
= 5,1
1
T
T
mm
k
đ
= 1,2
- F
t
: lực vòng
F
t
=
v
P.1000
v =
53,1

60000
86,133.4,25.27
60000
11
==
pnz


F
t
=
99,2816
53,1
31,4.1000
=
N
- F
v
là lực căng do lực ly tâm gây ra :
F
v
= qv
2
= 2,6. 1,53
2
=6,09 N
- F
o
là lực do trọng lợng nhánh xích bị động gây ra
F

o
= 9,81.k
f
.q.a
k
f
là hệ số phụ thuộc độ võng f và vị trí của bộ truyền
lấy k
f
=2 ( bộ truyền nghiêng 1 góc 45
o
)


F
o
= 9,81. 2. 2,6. 1,014 = 51,72 N

s =
5,16
72,5102,599,2816.2,1
56700
=
++
Theo bảng 5.10 với n
1
< 200 vòng/phút thì [s] = 8,2

s >[s]
Vậy bộ truyền xích đảm bảo độ bền .

4. Đờng kính đĩa xích.
- Đờng kính vòng chia ( theo công thức 5.17 ):
d
1
=
79,218
)
27
sin(
4,25
)sin(
1
==

z
p
mm
d
2
=
92,444
)
55
sin(
4,25
)sin(
2
==

z

p
mm
15
Đồ án chi tiết máy
- Đờng kính vòng đỉnh răng
d
a1
= p[ 0,5 + cotg(
1
z

)] = 25,4[ 0,5 + cotg(
25

)] = 213,17 mm
d
a2
= p[ 0,5 + cotg(
2
z

)] = 25,4[ 0,5 + cotg(
50

)] = 416,42 mm
- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức 5.18

][
).(
47,0

H
d
vddtr
H
Ak
EFKFk


+
=
trong đó :
[
]
H

là ứng suất tiếp xúc cho phép , ( MPa );
F
t
là ực vòng ( N ) ;
F
vđ
là lực va đập trên m dãy xích , tính theo công thức 5.19 :
F
vđ
=13.10
-7
n
1
p
3

m = 13.10
-7
.133,96.25,4
3
.1 = 2,85
K
đ
là hệ số phân bố tải trọng không đều cho các dãy xích , lấy k
d
= 1
( vì ta chọn xích 1 dãy )
K
đ
là hệ số tải trọng động , theo bảng 5.6 lấy K
đ
= 1
E là môđun đàn hồi của ( MPa ) , với thép ta có E = 2,1 .10
5
A là diện tích chiếu cửa bản lề , mm
2
, tra bảng 5.12 a đợc A = 180 mm
2
.



5,552
1.180
10.1,2).85,21.99,2816(42,0
47,0

5
1
=
+
=
H

Vậy chọn vật liệu làm đĩa xích nhỏ là thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB =
210 sẽ đạt đợc [
]
H

=600
MPa đảm bảo độ bền tiếp xúc cho đĩa .
Tơng tự , ta tính cho đĩa 2 ta đợc
2H

=481,5 <
[ ]
H

= 600 MPa.
Vậy chọn vật liệu đĩa 2 giống đĩa 1.
5. Tính lực tác dụng lên trục
Theo công thức 5.20 :

txr
FkF .=
với k
x

=1,05 - hệ số kể đến điều kiện sử dụng của xích.



=
r
F
1,05. 2816,99 = 2957,8
16
Đồ án chi tiết máy
IV.tính trục.
1. Tính sơ bộ khoảng cách trục.
- Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 có
b

= 600 MPa và ứng suất cho
phép
[ ]

= 1220 MPa.
- Tính sơ bộ đờng kính trục:
+ Theo bảng 1.4 với động cơ 4A112M có đờng kính d
đc
= 32 mm
vì trục vào nối khớp với động cơ nên
d
1
= ( 0,8
ữ
1,2)d

đc
= ( 0,8
ữ
1,2) 32 = 25,6
ữ
38,4 mm
Chọn d
1
= 30 mm.
+ Theo 10.9 đờng kính trục trung gian là
d
2
=
[ ]
1,29
20.2,0
43,99120
2,0
33
2
==

T
mm


chọn d
2
= 30 mm.
+ Đờng kính trục ra :

d
3
=
[ ]
8,42
20.2,0
78,313412
2,0
33
3
==

T
mm
- Chọn sơ bộ chiều rộnh ổ lăn :
Theo bảng 10,2 , với :
d
1
= 30 mm chọn b
01
= 19 mm
d
2
= 30 mm chọn b
02
= 19 mm
d
3
= 45 mm chọn b
03

= 25 mm
2. Xác định khoảng cách giũa các gối đỡ và điểm đặt lực:
Theo bảng 10.4:
Chọn : k
1
= 10 (mm) khoảng cách giũa các chi tiết quay.
k
2
= 5 (mm) - khoảng cách từ mặt ổ mút đến thành trong của hộp
k
3
= 20 (mm) khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến
nắp ổ.
h = 20 (mm) - chiều cao nắp ổ và đầu bulông.
Chiều dài may ơ nối trục, bánh răng, đĩa xích :
l
m12
= (1,4 ữ 2,5 )d
1
= 60 (mm).




l
m13
= (1,2 ữ 1,5 )d
1
= 40 (mm).
l

m22
= (1,2 ữ 1,5 )d
2
= 40 (mm).
l
m32
=(1,2 ữ 1,5 )d
3
= 60 (mm).




l
m33
= (1,2 ữ 1,5 )d
III
= 60 (mm).
Khoảng cách trên các trục :
Trục I
l
12
= - l
c12
= -[0,5.(l
m12
+ b
0
)+k
3

+h
n
]= - 79,5 (mm).
l
13
= 0,5.(l
m13
+ b
0
)+k
1
+k
2
= 44,5 (mm).
l
11
= 2 l
13
= 89 mm
Trục II
l
22
= 0,5.(l
m22
+ b
0
)+k
1
+k
2

= 44,5 (mm).
l
23
= l
11
+ l
32
+ k
1
+ b
0
= 172,5 mm
l
21
= l
23
+ l
32
= 227 (mm)
Trục III
17
Đồ án chi tiết máy
l
32
= 0,5.(l
m32
+ b
0
)+k
1

+k
2
= 54,5 (mm)
l
31
= 2.l
32
= 109 (mm)
l
33
= l
31
+ l
c33
= l
31
+ 0,5.(l
m33
+ b
0
)+k
3
+h
n
= 188,5 (mm)
3. Xác định phản lực tại các gối đỡ :
- Tính các lực tác dụng lên trục: Lực do khớp nối, lực tác dụng lên bánh răng,
Lực do xích .Các thành phần lực trong thiết kế đợc biểu diễn nh trong
hình vẽ.
+ Lực tác dụng của khớp nối:

t
k
D
T
F
3
2).3,02,0( ữ
=
Theo bảng 10.16 với d
1
= 30 ta có đờng kính vòng tròn trên tâm cốt của nối
trục vòng đàn hồi D
t
= 125 mm.

2,150
125
19,31297.2).3,02,0(
=
ữ
=
k
F
(N).
+ Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền đợc chia làm ba thành phần:
F
t
: Lực vòng; F
r

: Lực hớng tâm; F
a
: Lực dọc trục;
Trong đó:
F
t1
=
9,821
16,76
19,31297.2
2
1
1
==
w
d
T
(N) = F
t 21
F
r1
=
1,29920.9,821.
1
==
o
tt
tgtgF
216 (N) = F
r 21

F
t22
=
3,2583
74,76
43,99120.2
2
2
2
==
w
d
T
(N) = F
t3
F
r22
=
==
o
o
tt
tg
Cos
tgF
39,12cos
43,20 3,2583

.
22

985,2 (N) = F
r3

F
a22
= F
t22
.tg = 2583,3.tg12,39
o
= 567,5 (N) = F
a3

+ Lực tác dụng lên đĩa xích ở trục III :
Bộ truyền nghiêng 1 góc
=

45
o
nên :
F
xx
= F
x
.cos45
o
= 2957,8.sin45
o
= 2091,5 N
F
xy

= F
x
.cos45
o
= 2957,8.cos45
o
= 2091,5 N
a.Các phản lực trên trục 1 :
Ta có hệ phơng trình:
18
§å ¸n chi tiÕt m¸y

( )
( )







=+−+=
=++=
=+−=
=−++=
∑
∑
∑
∑
)4(0).(

)3(0
)2(0
10
12111111131)0(
11110
11111310
11110
llFlFlFM
FFFF
lFlFM
FFFFF
kxty
ryyy
yrx
ktxxx

tõ (2)
5,149
89
5,44.1,299
.
11
131
11
−=−=−=→
l
lF
F
r
y

N
(3)
NFFF
yry
6,.1491,2995,149
11110
−−=−=−−=→

(4)
6,126
89
5,44.9,821)5,7989.(2,150
.)(
12
1311211
11
−=
−+
=
−+
=→
l
lFllF
F
tk
x
N
(1)
1,5452,1509,8216,126
11110

−=+−=+−−=→
ktxx
FFFF
N
b.C¸c ph¶n lùc trªn trôc II.
Ta cã hÖ ph¬ng tr×nh:

( )
( )









=−−=
=−−+=
=+−+−=
=++−=
∑
∑
∑
∑
)8(0
)7(0
)6(0
2

50
212123222221)0(
22212120
21211322
2
222210
21222120
lFlFlFM
FFFFF
lFlF
d
FlFM
FFFFF
xtty
rryyy
yr
w
arx
xttxx

(6)
227
5,172.2,985
2
74,76
.5,5675,44.1,299.
2

12

2322
2
22221
21
+−
=
++
=→
l
lF
d
FlF
F
r
w
ar
y
= 711,4 N
(8)
1802
227
5,178.3,25835,44.9,821

21
23222221
21
−=
−
=
−

=→
l
lFlF
F
tt
x
N
(5)
6,4018023,25839,821
21222120
=+−=−−=→
xttx
FFFF
N
(7)
9,5724,7112,9851,299
21222120
=−+=−+=→
yrry
FFFF
N
19
§å ¸n chi tiÕt m¸y
c. TÝnh ph¶n lùc trªn trôc III.
Ta cã hÖ ph¬ng tr×nh :

( )
( )










=−−=
=−++=
=−+−=
=+−+=
∑
∑
∑
∑
)12(0
)11(0
)10(0
2

90
333131323)0(
33130
333131
3
33230
33130
lFlFlFM
FFFFF
lFlF

d
FlFM
FFFFF
xxxty
xyryyy
xyy
w
arx
xxtxxx
(10)
1,2325
109
5,188.5,20915,54.3,2583

31
33323
31
−=
−
=
−
=→
l
lFlF
F
xxt
x
N
(10)
109

5,188.5,2091
2
24,253
.5,5675,54.5,985.
2

31
33
3
3323
31
+−−
=
+−−
=→
l
lF
d
FlF
F
xy
w
ar
y

= 2464,9 N
(9)
NFFFF
xxxtx
9,20061,23255,29013,2583

31330
=+−=−−=→

(11)
9,13585,20915,9859,2464
33130
−=+−−=+−−=→
xyryy
FFFF
4.VÏ biÓu ®å m«men trªn c¸c trôc.
a.Trªn trôc I.
- M«men M
x
.
M
Ax
=
2,66575,44.6,149.
1310
−=−=lF
y
N.mm
M
o
= 0 , M
x
= 0.
- M«men M
y

9,119405,79.2,150.
121
=== lFM
ky
N.mm

mmNlFM
xAy
.9,242565,44.1,545.
1210
===
20
Đồ án chi tiết máy
b. Trên trục II.
- Mômen M
x

mmNlFM
yBx
.254945,44.9,572.
2220
===

mmNllFM
yCx
.3,38771)5,172227(4,711)(
232121
===

mmN
d
FM
w
aa
.8,21774
2
74,76
.5,567
2
.
2
22
===
- Mômen
y
M

mmNlFM
xBy
.7,18065,44.6,40.
2220
===

mmNllFM
xCy
.98209)5,172227(1802).(
232111
===
c.Trên trục III.

- Mômen M
x

mmNlFM
yDx
.740605,54.9,1358.
3230
===


mmNllFM
xyx
.166274)1095,188.(5,2091).(
31331
===

mmN
d
FM
w
aa
.9,71856
2
24,253
.5,567
2
2
3
===

mmNMMM
aDxDx
.9,1459169,7185674060
'
=+=+=
- Mômen
y
M

mmNlFM
xDy
.1093765,54.9,2006.
3230
===

mmNllFM
xxy
.166274)1095,188(5,2091)(
31331
===


5. Tính chính xác đờng kính các đoạn trục.
a.Trục I.
- các mômen tơng đơng:
Theo công thức 10.25 và 10.16 ta có :

222
.75,0
jyjxjtdj

TMMM ++=

0
10
=
td
M

mmNM
td
.7,3697719,31297.75,09,242562,6657
222
11
=++=

mmNM
td
.9,2961719,31297.75,09,11940
22
12
=+=

mmNM
td
.2710419,31297.75,0
2
13
==
- Tính chính xác đờng kính các đoạn trục
Theo công thức 10.17 :

[ ]
3
.1,0

tdj
j
M
d =
theo bảng 10.5 , với d
1
=30 mm ,
b

= 650 MPa chọn
[ ]
MPa63=

Do đó :
d
10
= 0 mm
d
11
=
04,18
63.1,0
7,36977
3
=

mm
21
Đồ án chi tiết máy
d
12
=
mm7,16
63.1,0
9,29617
3
=
d
13
=
mm26,16
63.1,0
27104
3
=
Xuất phát từ yêu cầu về độ bền ,lắp ghép và công nghệ ta chọn đờng kính các
đoạn trục nh sau:
d
10
=30 mm
d
11
= 32 mm
d
12
= 30 mm

d
13
= 28 mm ( do nối khớp với động cơ )
b.Trục II.
- Các mômen tơng đơng :

0
20
=
td
M


mmNM
td
.6,14380343,99120.75,09820960546
222
21
=+=

mmNM
td
.8,8956443,99120.75,07,180625494
222
22
=++=


0
23

=
td
M
- Đờng kính các đoạn trục
với d
2
=30

[ ]
MPa63=



d
20
= 0
d
21
=
mm37,28
63.1,0
6,143803
3
=
d
22
=
mm32,24
63.1,0
8,89564

3
=

d
23
= 0
Ta chọn :
d
20
= 25 mm
d
21
= 30 mm
d
22
= 28 mm
d
23
= 25 mm
c. Trục III.
- Các mômen tơng đơng
M
tđ30
=
mmN.4,27142378,313412.75,0
2
=

mmNM
td

.6,35911678,313412.75,0166274166274
222
31
=++=

mmNM
td
.7,32699478,313412.75,01093769,145916
222
32
=++=


0
33
=
td
M

- Tính các đoạn trục
với d
3
= 45 mm

[ ]

= 53,25 MPa do đó:
d
30
=

mm1,37
25,53.1,0
4,271423
3
=
d
31
=
mm7,40
25,53.1,0
6,359116
3
=
22
Đồ án chi tiết máy
d
32
=
mm45,39
25,53.1,0
7,326994
3
=
d
33
= 0
Vậy ta chọn đờng kính các đoạn trục của trục III nh sau:
d
30
= 40 mm

d
31
= 45 mm
d
32
= 48 mm
d
33
= 45 mm
6.Kiểm nghiệm trục về bền mỏi
- Với thép C45 có
MPa
b
600=

,

MPa
b
6,261600.436,0.436,0
1
===



MPa7,1516,261.58,058,0
11
===

Theo bảng 10.6 ta có
0,05,0 ==


- Các trục của hộp giảm tốc đều quay , ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối
xứng ,
do đó
aj

đợc tính theo công thức 10.22:

j
j
jaj
W
M
==
max

,
0=
mj

Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó theo
công thức 10.23
2
max j
ajmj

==
- Xác định các hệ số an toàn ở cá tiết diện nguy hiểm của trục
Dựa theo kết cấu của trục và biểu đồ mômen tơng ứng ,có thể thấy các tiết diện
sau đây là các tiết diện nguy hiểm cần đợc kiểm tra về độ bền : trên trục 1 là các
tiết diện lắp bánh răng (1-1) , tiết diện lắp ổ lăn (1-2) và tiết diện nối trục (1-3);
trên trục 2 là các tiết diện lắp bánh răng (2-1) và (2-2); trên trục 3 làcác tiết
diện lắp đĩa xích (3-0), tiết diện lắp ổ lăn (3-1) và tiết diện lắp bánh răng (3-2).
- Chọn lắp ghép:
Các ổ lăn lắp trên trục theo k6 , lắp bánh răng , bánh đai ,nối trục theo k6 kết
hợp với lắp ghép then.
Kích thớc của then , trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn ứng với các
tiết diện nh sau :
Tiết
diện
Đờng kính trục b
ì
h t
1
W (mm) W
o
(mm)
11
13
21
22
30
32
32
28
30

28
40
48
10
ì
8
8
ì
7
8
ì
7
8
ì
7
12
ì
8
14
ì
9
5
4
4
4
5
5,5
2647,5
1496,84
2290,1

1496,84
5364,4
9408,6
5864,4
3981,1
4940,9
3981,1
11647,6
20265,9
- Xác định các hệ số
odj
K
và
dj
K

đối với các tiết diện nguy hiểm theo công thức
(10.25) và (10.26)
Các trục đợc gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt R
a
= 2,50,63
m
à
, do đó theo bảng 10.8 , hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề
mặt K
x
= 1,06.
Không ding các biện pháp tăng bền bề mặt , do đó hệ số tăng bền
y
K

= 1.
23
Đồ án chi tiết máy
Theo bảng 10.12 , khi ding dao phay ngón , hệ số tập trung ứng suất tại rãnh
then ứng với vật liệu có
b

= 600 MPa là

K
= 1,76 và

K
= 1,54.
- Xác định các hệ số an toàn

s
( theo công thức 10.20 ) ,

s
( theo công thức
10.20 ) và hệ số s ( theo công thức 10.19)

22
.


ss
ss
s

+
=
Kết quả tính toán hệ số an toàn đối với các tiết diện của 3 trục đợc ghi vào bảng
sau:
Tiết
diện
d
mm
Tỉ số


/K
do Tỉ số


/K
do
d
K

d
K


s

s
s
rãnh
then

Lắp
căng
Rãnh
then
Lắp
căng
11
12
13
21
22
30
31
32
32
30
28
30
28
40
48
45
1,91
1,78
2
2
1,78
_
1,93
2,15

2,06
2,06
2,06
2,06
2,06
2,06
2,06
2,06
1,67
1,59
1,90
1,90
1,86
1,97
1,84
2,01
1,64
1,64
1,64
1,64
1,64
1,64
1,64
1,64
2,12
2,12
2,12
2,12
2,12
2,12

2,12
2,12
1,73
1,70
1,96
1,96
1,92
2,03
1,90
2,07
18,0
9
40,7
_
2,68
10,79
_
5,12
6,51
37,3
30,7
22,4
8,34
7,11
6,02
9,17
10,2
16,28
24,5
22,4

2,55
5,94
6,02
4,47
5,49
Kết quả ghi trong bảng cho thấy các tiết diện nguy hiểm trên cả 3 trục đều
đảm bảo an toàn về mỏi.
7.Tính kiểm nghiệm then.
Các tiết diện trục dùng mối ghép then kiểm tra mối ghép về độ bền dập theo
công thức ( 9.1 ) :

[ ]
d
t
d
thdl
T



=
)]([
2
và độ bền cắt theo công thức (9.2) :

[ ]
c
t
c
bdl

T

=
2
Bộ truyền có tải trọnh va đập vừa nên nên ta lấy
[ ]
MPa
d
50=

( bảng 9.5 )

[ ]
MPa
c
90 20=

Kết qua kiểm nghiệm then đối với các tiết diện của 3 trục nh sau :
d
mm
t
l
(mm)
b
ì
h t
1
( mm)
T
(N. mm)

d

(MPa)
c

(MPa)
32
30
28
48
32
40
36
63
10
ì
8
8
ì
7
8
ì
7
14
ì
9
5
4
4
5,5

31297,19
99120,43
99120,43
313412,78
20,37
55,06
65,2
59,22
6,1
20,6
24,58
14,8
Ta nhận thấy các vị trí lắp then tại bánh răng trục 2 và 3 đều không thoả mãn
điều kiện bền dập , do đó ta có thể sử dụng 2 then đặt cách nhau 180
o
, khi đó
mỗi then có thể tiếp nhận 0,75T , tính lại ứng suất bền dập và bền cắt tại các vị
trí ta đợc :
24
Đồ án chi tiết máy
Tại vị trí (2-1) d=30 mm có:
d

= 41,29 MPa ,
c

= 15,45 MPa
Tại vị trí (2-2) d=28 mm có:
d

= 448,9 MPa ,
c

= 18,44 MPa
Tại vị trí (3-0) d=48 mm có:
d

= 44,41 MPa ,
c

= 11,1 MPa
Vậy các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.
V.tính chọn ổ lăn.
1.Chọn ổ lăn trên trục I.
a. Tính lại phản lực ở các gối đỡ khi đổi lại chiều của lực F
k
.
Gọi
10x
F

và
11x
F

là các phản lực tại các ổ lăn khi đổi chiều F
k
Ta có hệ phơng trình.

=++

+=
=++

+

=


)2(0.(
)1(0
)12111111131
11110
llFlFlFM
FFFFF
kxty
ktxxx

(2)
N
l
llFlF
F
kt
x
3,695

89
)5,7989.(2,1505,44.9,821
.(.
11
)1211131
11
=
++
=
++
=


(1)
NFFFF
xktx
8,2763,6952,1509,821
11110
=+=

=



NFF
yy
6,149
1110
==
Vậy khi đảo chiều F

k
thì phản lực gây ứng suất trên trục lớn hơn.

chọn
NFF
xx
3,695
1010
=

=

NFF
xx
8,276
1111
=

=
b. Chọn sơ bộ ổ lăn.
Các phản lực tác dụng lên ổ:

NFFF
yxr
2,7116,1493,695
222
10
2
1010
=+=+=

NFFF
yxr
6,3146,1498,276
222
11
2
1111
=+=+=
F
a1
= 0

theo bảng P2.7 Tại các tiết diện lắp ổ lăn của trục I chọn loại ổ bi đỡ 1 dãy
cỡ nhẹ kí hiệu 206 có C = 15,3 kN , C
o
= 10,2 kN.
25
0 1
F
x10
F
y10
F
x11
F
y11
Fk
F

t1
F
r1
F
r10
F
r11