Phần 1: TíNH TOáN Hệ DẫN ĐộNG
I. Chọn động
1. Xác định công suất cần thiết của động cơ
Công suất cần thiết lớn nhất N
ct
trên trục động cơ đợc xác định theo công
thức:
N
ct
= N
t
/
Trong đó :
N
ct
- Công suất cần thiết trên trục động cơ.
N
t
- Công suất tính toán trên trục máy công tác.

KW
vF
N
t
92.1
1000
42,0.4580
1000
.
==
Với F , v - là lực kéo và vận tốc băng tải .

Thay số ta có : = 0.99 . 0,9954. 0,972. 0,93 0,85
=> N
ct
= N
t
/ = 1.92 / 0.85 2.26 KW
Do tải trọng thay đổi nên ta chọn động cơ theo công suất tơng đơng
N
t
= N
tđ

Vì công suất N tỷ lệ thuận với mô men T, do đó ta có hệ số chuyển đổi
giữa mô men và công suất nh sau :

86,0
8
3
8,0
8
4
1.
22
2
1
=+=





mm
T
1
T
2
t
ck
t
1
t
2
t
mm
2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.
Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là u
sb
.
Theo bảng 2.4 (sách tính toán thiết kế tr 21 );
Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc đồng trục bánh răng trụ 2 cấp là
u
sbh
= 16
Chọn tỷ số truyền bộ truyền ngoài ( xích ) là u
sbx
= 3
Theo công thức ( 2.15 ) ta có :
u
sb
= u
sbh

= 1500 vg/ph.
Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời : N
đc


N
đc/yc
, n
đc
n
sb

và

dn
K
mm
T
T
T
T

Với : N
đc/yc
= 1.94 KW ; n
sb
=1281.6 vg/ph ;
4,1
1
=

Tỷ số truyền chung

54
7.26
1440
==
lv
dc
c
n
n
u
Chọn u
xích
= 3 u
hộp
=
18
3
54
=
u
hộp
= u
1
. u
2
Trong đó : u
1
: Tỉ số truyền cấp nhanh

u
c
Kết luận : u
c
= 54 ; u
1
= u
2
= 4,24 ; u
xích
= 3.
2. Xác định công xuất, momen và số vòng quay trên các trục.
Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III, T {tang})
của hệ dẫn động.
Công suất :
N
đc
=2.2 kW ; n
lv
=26.7 vg/ph
Do công suất thực của động cơ nhỏ hơn công suất cần thiết ở chế
độ lớn nhất N
ct
Trục I N
I
= N
ct
.
k
.

= 2,07 . 0,93 .0,995 = 1,92 KW
Số vòng quay:
Trục I n
I
= n
đc
= 1440 vg/ph
Trục II
340
24,4
1440
1
1
===
u
n
n
II
vg/ph
Trục III
80
24,4
340
2
2
===
u
n
n
III

T
II
= 9,55. 10
6
.
60390
340
15,2
.10.55,9
6
==
II
II
n
N
N. mm.
T
III
= 9,55. 10
6
.
247106
80
07,2
.10.55,9
6
==
III
III
n

III. Tính bộ truyền ngoài Bộ truyền xích
Số liệu đầu:
Công suất N = N
III
= 2.07 KW
n
1
= n
III
= 80 vg/ph, n
2
= 26,7 vg/ph , u = u
x
= 3 ,
tải trọng va đập vừa, bộ truyền nằm ngang
1. Chọn loại xích :
Do vận tốc và công suất truyền không cao cho nên ta chọn loại xích con
lăn.
2. Xác định các thông số của bộ truyền.
Dạng hỏng chủ yếu và nguy hiểm nhất là mòn, do đó ta tính xích theo độ
bền mòn.
-Theo bảng 5.4 (sách tính toán thiết kế tr 80-T1 ) ứng với u = 3, ta chọn
số răng đĩa nhỏ Z
1
= 25, từ đó ta có số răng đĩa lớn Z
2
= u. Z
1
= 75
- Bớc xích( t ) đợc xác định theo công thức tính toán ( công thức 12-22)

đ
. K
a
. K
o
. K
đc
. K
b
. K
c

=1,5 . 1 . 1 . 1 . 1,5 . 1,25 = 2,81
Hệ số răng đĩa dẩn K
Z
= 25/ Z
1
= 1
Hệ số vòng quay K
n
= n
0
/ n
1
= 50/ 80 = 0,625 ; với n
0
= 50
vg/ph
Hệ số xét đến số dãy xích K
x

- Z
1
)
2
. t / 4
2
.a
Thay số ta đợc X = 131.6
Ta chọn số mắt xích là X = 132 ( mắt ).
Ta tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức

( ) ( )
[ ]
( )
[ ]






+++=
2
12
2
2121
/Z2Z0,5-XZ0,5-X 25,0

ZZZta
thay số ta đợc a = 1276,75 mm

1
. n
1
. t
Trong đó K
t
= 1,15 là hệ số xét đến trọng lợng của
xích tác dụng lên trục ( ở đây bộ truyền nằm ngang )
Thay số ta có
F
r
= 6. 10
7
.1,15 . 2,07/ 25 . 80 . 31,75 = 2249.3 (N)
iV. TíNH Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRONG HộP GIảM TốC
Vì là hộp giảm tốc đồng trục, đã chọn tỷ số truyền u
1
= u
2
do đó bộ truyền
cấp nhanh không dùng hết khả năng tải cho nên ta tính bộ truyền cấp
chậm trớc , bộ truyền cấp nhanh có thể lấy gần nh toàn bộ số liệu của bộ
truyền cấp chậm
A.Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng).
Các số liệu :
N
II
= 2,15 KW , n
3
= 340 v/ph , n

theo công thức .

( ) ( )
ckiiiHE
ttTTtunCN /./ /.60
3
1134
=
Trong đó : C = 1 là số lần ăn khớp của răng trong một vòng quay
t
i
= 40000 là tổng thời gian làm việc của bộ truyền
t
i
là thời gian làm việc ở chế độ tải trọng T
i
từ đó ta có N
HE4
= 60.1.(340/4,24).40000.(1
3
.4/8 + 0,8
3
.3/8) = 10,3.10
7
theo bảng 10.8 (giáo trình CTM- T1) ta có số chu kỳ cơ sở N
HO
của thép
C45 thờng hoá chế tạo bánh lớn là 10.10
6
, vậy N

bảng 10.7)
[
Hgh3
] =2.HB
3
+ 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa
[
Hgh4
] =2.HB
4
+ 70 = 2.200 + 70 = 470 MPa
ứng suất tiếp xúc cho phép của mỗi bánh răng đợc xác định theo công
thức
[
H
] = (
Hgh
/S
H
) . Z
R
. Z
V
. K
L
.K
XH

Tính sơ bộ lấy Z
R

/S
H
) . Z
R
. Z
V
. K
L
.K
XH
= 470/1,1 = 427 MPa
đối với bộ truyền bảnh răng trụ răng nghiêng [
H
] đợc xác định theo
công thức
[ ] [ ] [ ]
( ) ( )
[ ] [ ]






===
=+=+=
MPa
MPa
HH
HHH

3. Tính ứng suất uốn cho phép :
Tơng tự trên ta có:
Số chu kì chịu tải trọng thay đổi tơng đơng của bánh lớn đợc xác định
theo công thức .

( ) ( )
ckiiiiiFE
ttTTtuncN /./ / 60
6
1
=
N
FE4
= 60 . 1 . (340/ 4,24) 40000 . ( 1
6
.4/8 + 0,8
6
.3/8 ) = 11,5.10
7
N
FE4
> N
FO
= 4.10
6

N
FO
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
do đó K

FL3
. K
FC
/S
F

= 450 . 1 . 1 / 1,75 = 257 MPa
[
F4
] =
Fgh4
. K
FL4
. K
FC
/S
F

= 360 . 1 . 1 / 1,75 = 206 MPa
ứng suất uốn cho phép khi qúa tải
Bánh 3 : [
F3
]
Max
= 0,8 .
ch3
= 0,8 . 580 = 464 MPa
Bánh 4 : [
F4
]

T
3
=60390 (N.mm)

a
= b

/ a

- hệ số chiều rộng bánh răng
do bộ truyền đặt không đối xứng với ổ nên ta chọn
a
= 0,25

d
=
a
(u
2
+1)/ 2 = 0,25 ( 4,24 +1 )/ 2 =
0,655
Tra theo
d
ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế T1)
Ta có: K
HB
= 1,05
Thay vào ta có: a

2

=> số răng bánh lớn (bánh 4) Z
4
= u.Z
3
= 4,24.21 = 89,04
Ta lấy Z
4
= 89 răng
Do vậy tỷ số truyền thực u
m
= Z
4
/ Z
3
= 89/ 21 = 4,238
Tính lại : cos = m ( Z
3
+ Z
4
) / 2 a

2

= 2,5.( 21+ 89 )/ 2. 145 = 0,94827
18,5
o
= 18
0
30




= b


. sin / .m = 40.0,317/ 3,14 .2,5 =1,62
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo
H


[
H
]

H
= Z
M
Z
H
Z


2
3
3

)1.( 2

dub

= 274 MPa (tra bảng 65 ) ;
- Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :

t
=
tw
= arctg(tg/cos) = arctg(tg20
0
/ cos18,5) 21
o
tg
b
= cos
t
.tg = cos(21
o
).tg(18,5
o
)= 0,312
b
= 17,33
o
Z
H
=
tw
b


2sin

= K
H

. K
HV
K
H

;
K
H

= 1,05 (Tính ở trên);
Vận tốc bánh dẫn : v =
986,0
60000
340.36,55.
60000

33
==


nd
w
m/s;
vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9 ;
K
H


3
3
=+=+=


HH
wwH
Hv
KKT
db
K

K
H
= K
H


. K
HV
. K
H

= 1,05.1,01.1,13 1,2
Thay số :
H
= 274.1,69.0,79.
2
)36,55.(238,4.40
)1238,4.(2,1.60390.2 +


[
H
] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc.
7. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Yêu cầu
F


[
F
] ; Theo công thức 6.43 (sách tính toán thiết kế T1)

F3
= 2.T
3
.K
F
Y

Y

Y
F3
/( b
w
d
w3
.m)
Tính các hệ số :

vg


028,1
37,1.12,1.60390.2
36,55.40.526,2
1
2
.
1
3
3F
=+=+=



FF
FV
KKT
db
K
K
F
= .K
F

.K
F

.K

Z
tđ4
= Z
4
/cos
3
= 89/(0,94827)
3
= 104,37
Với Z
tđ3
= 24,63, Z
tđ4
= 104,37
tra bảng 6.18 trang 109 thì ta có Y
F3
= 3,95, Y
F4
= 3,60;
ứng suất uốn :

F3
= 2.60390.1,577.0,623.0,868.3,95 / (40.55,36.2,5) = 73,5 MPa;

F4
=
F3
. Y
F4
/ Y

max
= 1260 MPa;

F3max
=
F3
. K
qt
= 73,5. 1,4 = 102,9 MPa ;

F4 max
=
F4
. K
qt
= 67. 1,4 = 93,8 MPa
vì
F3max
< [
F3
]
max
= 464 MPa,
F4max
< [
F4
]
max
= 360 MPa
nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải.

d
a4
= d
4
+ 2.m = 234,63 + 2. 2,5 = 239,63 mm,
- Đờng kính đáy răng :
d
f3
= d
3
- 2,5. m =5,36 - 2,5. 2,5 = 49,11 mm,
d
f4
= d
4
- 2,5. m = 234,63 - 2,5. 2,5 = 228,38 mm,
- Đờng kính cơ sở :
d
b3
= d
3
. cos = 55,36 . cos 20
0
= 52,02 mm,
d
b2
= d
4
. cos = 234,63. cos 20


Do hộp đồng trục, bộ truyền cấp nhanh không dùng hết khả năng tải cho
nên ta lấy các thông số cơ bản nh đối với bộ truyền cấp chậm, riêng đối
với chiều rộng bánh răng lấy bằng 2/3 chiều rộng bánh răng của cấp
chậm b

1
= 2 b

/3 = 2.40/3 27 lấy b

1
= 30 mm
Với các thông số nh vậy ta tiến hành kiểm nghiệm độ bền của chúng
1. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo
H


[
H
]

H
= Z
M
Z
H
Z



T
1
= 14789 Nmm ; b
w1
= 30 mm ;
Z
M
= 274 MPa (tra bảng 65 ) ;
- Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :

t
=
tw
= arctg(tg/cos) = arctg(tg20
o
/ cos18,5
o
) 21
o
tg
b
= cos
t
.tg = cos(21
o
).tg(18,5
o
)= 0,312
b
= 17,33

=


/1
=
604,1/1
0,79
K
H
= K
H

. K
HV
K
H

;
K
H

= 1,03 Tra theo
d
ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế T1),
Vận tốc bánh dẫn : v =
17,4
60000
1440.36,55.
60000


a
vg


13,1
09,1.05,1.14789.2
36,55.30.73,2
1
2

1
1
11
=+=+=


HH
wwH
Hv
KKT
db
K

K
H
= K
H


. K

= 0,95, với d
a
< 700mm K
xH
= 1.
[
H
] = 472,5.1.0,95.1 449 MPa.
Do
H


[
H
] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc.
2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Yêu cầu
F


[
F
] ; Theo công thức 6.43 (sách tính toán thiết kế T1)

F1
= 2.T
1
.K
F
Y

238,4
145
.17,4.56.006,0.
1
FF
===
m
w
o
u
a
vg


34,1
27,1.08,1.14789.2
36,55.30.2,8
1
2
.
1
1
1F
=+=+=



FF
FV
KKT

0
= 0,868
Số răng tơng đơng:
Z
tđ1
= Z
1
/cos
3
= 21 /(0,94827)
3
= 24,63
Z
tđ2
= Z
2
/cos
3
= 89/(0,94827)
3
= 104,37
Với Z
tđ1
= 24,63, Z
tđ2
= 104,37
tra bảng 6.18 trang 109 thì ta có Y
F1
= 3,95, Y
F2


H2
max
=
H
.
2,3114,1.263 ==
qt
K
MPa < [
H
]
max
= 1260 MPa;

F1max
=
F3
. K
qt
= 28. 1,4 = 39,2 MPa ;

F2 max
=
F4
. K
qt
= 25,5. 1,4 = 35,7 MPa
vì
F1max

/ cos = 2,5 .89 / 0,94827 234,63 mm
- Đờng kính đỉnh răng :
d
a
1
= d
1
+ 2.m = 55,36 + 2. 2,5 = 60,36 mm,
d
a2
= d
2
+ 2.m = 234,63 + 2. 2,5 = 239,63 mm,
- Đờng kính đáy răng :
d
f1
= d
1
- 2,5. m =5,36 - 2,5. 2,5 = 49,11 mm,
d
f2
= d
2
- 2,5. m = 234,63 - 2,5. 2,5 = 228,38 mm,
- Đờng kính cơ sở :
d
b1
= d
1
. cos = 55,36 . cos 20

- Hệ số trùng khớp


= b


. sin / .m = 30.0,317/ 3,14 .2,5 =1,21
Lực ăn khớp của 2 bộ truyền sẽ đợc tính ở phần tính toán thiết kế trục.
V. Phần tính trục
Số liệu cho tr ớc:

Công suất trên trục vào của hộp giảm tốc: N = 2,23 KW

Số vòng quay n
1
= 1440 v/ph

Tỷ số truyền u
1
= 4,238 u
2
= 4,238

Chiều rộng vành răng b
1
= 35 mm ; b
2
= 30mm b
3
= b

= 20
l
1
= 16(mm) D
3
= 17 (mm) l
2
= 12(mm)
- Bảng 16.10b kích thớc cơ bản của vòng đàn hồi
T = 14,789 (N.m)
d
o
= 8 (mm) d
1
= M6 D
2
= 12 (mm)
l = 28 (mm) l
1
= 14 (mm) l
2
= 8 (mm)
l
3
= 10(mm) h = 1
2. Lực tác dụng từ các bộ truyền lên trục
Ta có sơ đồ phân tích lực chung nh hình vẽ
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 hình vẽ phần trên.

534
36,55
14789.2
2
1
1
=

d
T
(N) = F
t 2
F
r1
=
==
0
0
1
5,18
21
534

.
Cos
tg
Cos
tgF
tt
216 (N) = F


.
3
883,2 (N) = F
r4
;
F
a1
= F
t1
.tg = 534.tg18,5
o
= 178,7 (N) = F
a2
;
F
a3
= F
t3
.tg = 2182.tg18,5
o
= 730 (N) = F
a4
;
3.Thiết kế trục
a. Xác định sơ bộ đờng kính trục.
Đờng kính trục vào đợc xác định theo công thức kinh nghiệm
d
I
= ( 0,8 ữ 1,2) d

Đờng kính trục trung gian d
21
= d
22
= 45 (mm) chỗ lắp bánh răng
Đờng kính 2 ngõng trục lắp với ổ lăn lấy bằng d
20
= d
23
= 40 mm
Chiều rộng ổ lăn lấy gần đúng theo bảng 10.2 b
o
= 23 mm
Đờng kính trục ra d
31
= 45 (mm) chỗ lắp bánh răng
Đờng kính 2 ngõng trục lắp với ổ lăn lấy bằng d
30
= d
32
= 40 mm
Đờng kính lắp đĩa xích lấy bằng d
33
= 35 mm
Chiều rộng ổ lăn lấy gần đúng theo bảng 10.2 b
o
= 23 mm
b.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
Chọn K
1


l
m23
= b
3
= 40 (mm).
l
m32
=(1,2 ữ 1,5 )d
III
= 55 (mm).

l
m
33
= (1,2 ữ 1,5 )d
III
= 50 (mm).
Khoảng cách trên các trục :
Trục I
l
12
= - l
c12
= -[0,5.(l
m
12

+ b
0
)+k
1
+k
2
= 49 (mm).
l
23
= l
11
+ l
32
+ k
1
+ b
0
= 181 mm
l
21
= l
23
+ l
32
= 240 (mm)
Trục III
l
32
= 0,5.(l
m

n
= 184,5 (mm)

Sơ đồ (sơ bộ) khoảng cách của hộp giảm tốc:

Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục vào

Tính các phản lực R (chỉ số chỉ thứ tự phơng , trục,đầu ổ) và vẽ biểu
đồ mômen.
Chiếu các lực theo trục oy :





=++=
=++=


02
2
.
0
1311131
1
1
1
11110
lRlF
d

lRlFlFM
RFRFX
xtko
xtxk
Giải hệ này ta đợc R
x
11
= -164(N), R
x
10
= -518 (N)
Vậy chiều của R
x
11
và R
x
10
ngợc với chiều trên hình vẽ
Từ đó ta có sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục vào nh sau:
Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục trung gian
Tính các phản lực R (chỉ số chỉ thứ tự phơng , trục,đầu ổ) và vẽ biểu
đồ mômen.
R
x
10
R
y
10
F
k

2
.
0
21213232
2
2
1
113220
3
lR
d
FlF
d
FM
RFFRY
yarao
yrry


Giải hệ này ta đợc R
y21
=707 (N), R
y20
= 392,2 (N)
Theo trục ox:







=++=
=++=


0
2
.
0
333131324
4
4
1
31430
lFlRlF
d
FM
FRFRY
xyrao
xyry

Giải hệ này ta đợc R
y31
=-165 (N), R
y30
= -51 (N)
Vậy chiều của R
y11
và R
y10

và R
x
10
ngợc với chiều trên hình vẽ
Từ đó ta có sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục vào nh sau:
Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục :

2
1
2
11 jyjxj
MMM +=
Theo ct 10.16 tính mômen tơng đơng tại các tiết diện trên trục :

2
1
2
11
75,0
jjjtd
TMM +=
thay vào ta đợc :
M
12
= 0 (Nmm). M
11
= 0 (Nmm).
13650011820068200
22
22

119324.75,0136500.75,0 +=+= TMM
tdtd
= 171200(Nmm).
222
1
2
1313
119324.75,0217200.75,0 +=+= TMM
tdtd
= 240500(Nmm).
Đờng kính trục tại chỗ lắp bánh răng:
d1
[ ]
3
.1,0

td
M


[] là ứng suất cho phép để chế tạo trục chọn trục thép 45 với
b
=800
Mpa =>[] = 55 MPa.
d
1

[ ]
2,35
55 0,1.

d
t
d
thld
T



=
).(.
.2
1
1
Độ bền cắt ct 9.2

[ ]
c
t
c
bld
T

=

.2
1
Tiết
diện
d
(mm)



0270
2
78,67
205135
2
78,67
65
0
212424232222
1
2123202422
yarraro
yryrr
RFFFFFM
RFRFFY
Giải hệ này ta đợc R
y20
= -1790 (N), R
y21
= 6685 (N).
Theo trục ox:





=++=
=++=

22
75,0
jjjtd
TMM +=
Thay vào ta đợc :
M
20
= 0 (Nmm). M
21
= 0 (Nmm).
427300374300206100
22
2
22
2
222422
=+=+==
y
x
MMMM
(Nmm).
560800500200253500
22
2
23
2
2323
=+=+=
y
x

.1,0

td
M

[] là ứng suất cho phép để chế tạo trục chọn trục thép 45 với
b
=800 Mpa
=>[] = 55 MPa.
d
2

[ ]
8,47
55 0,1.
601800
.1,0
3
3
23
==

td
M
mm. Chọn d
1
= 52 (mm).
Tiết diện trục lắp bánh răng tại tiết diện 22 và 24 chọn tiêu chuẩn
d
22

thld
T



=
).(.
.2
1
1
Độ bền cắt ct 9.2

[ ]
c
t
c
bld
T

=

.2
1
Tiết
diện
d
(mm)
l
t
(mm) bxh t


- hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trờng hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất
tiếp, đợc tính theo công thức sau đây:

ma
k
s





1
+
=


;

ma
k
s





1
+
=

= 0,436.800 = 348,8 MPa.

-1
0,58
-1
= 0,58. 348,8 =202,3 MPa
* Xét tại tiết diện 2-2
Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng
,do đó
a
tính theo ct 10.22

m
= 0,
a
=
max
= Mu/W = 45,4 MPa.
Vì trục quay 1 chiều nên ứng suet xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động , do đó

m1
,
a
tính theo ct 10.23

m1
=
a
= T/2W
o


tại rãnh then trên tiết diện này
K

/

= 2,01/0,815 = 2,47
K

/

= 1,88/0,765 = 2,46
Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn
b
= 800Mpa và đờng kính tiết diện
nguy hiểm ta tra đợc tỉ số
K

/

= 2,44
K

/

= 1,86
Xác đìng các hệ số K

d
và K

11,146,2
1 =
+
=








+=
yxd
KK
K
K




Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp s

theo ct 10.20

99,2
4,45.57,2
8,348

1




Hệ số an toàn s theo ct 10.19

[ ]
2 5,19,246,1299,2/46,12.99,2/.
2222
=>=+=+=


sssss
Trục tại tiết diện 2-2 thoả mãn về độ bền mỏi.
Xét tại tiết diện 2-3 có d
23
= 52 (mm)
Tơng tự nh tiết diện 2-2 ,tra bảng 10.12 đối với rãnh then của trục có giới hạn
bền
b
= 800 MPa có K


= 2,97 và K

=2,28 .Hệ số kích thớc tra bảng 10.10 có



= 0,805 và



d
=2,6 và K

d
=2,59
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp s

theo ct 10.20

92,2
96,45.6,2
8,348

1
==
+
=

mad
K
s




Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp s

theo ct 10.21


[ ]

+=
22
.3
td
.
Trong đó : =M
max
/(0,1.d
3
) = 560800/(0,1.52
3
) = 39,88 MPa.
= T
max
/(0,2.d
3
) = 252100/(0,2.52
3
) = 8,96 MPa.
[] = 0,8
ch
= 0,8.340 = 272 MPa;
Thay số ta đợc:
[ ]
MPaMPa
td
2728,4296,8.388,39
22

RRRFY
Giải hệ này ta đợc R
y30
= 2432 (N), R
y31
= 2432 (N).
Theo trục ox:





=+=
=+=


05,38727020565
0
313432
1
31303432
knxtto
knxxtt
FRFFM
FRRFFX
Giải hệ này ta đợc R
x30
= -6270 (N), R
x31
= -480 (N).

=+=+==
y
x
MMM
(Nmm).
627400595900293900
22
2
34
2
3434
=+=+=
y
x
MMM
(Nmm)
363200
2
31
2
3131
=+=
yx
MMM
(Nmm)
=
30td
M
0 (Nmm).
=

.1,0

jtd
j
M
d
[] là ứng suất cho phép để chế tạo trục chọn trục thép 45 với
b
=800 Mpa
=>[] = 55 MPa.
=> d
30
= 0 d
32
= 54 (mm) d
34
= 64,6 (mm) d
31
= 63,2(mm) d
36
= 59,5(mm)
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền , lắp ghép và công nghệ ta chọn đờng kính
các đoạn trục theo tiêu chuẩn :
Tiết diện trục lắp bánh răng tại tiết diện 32 và 34 chọn tiêu chuẩn
d
32
= d
34
= 70(mm)
Tiết diện trục đi qua ổ lăn chọn tiêu chuẩn (ngõng trục) d

T



=
).(.
.2
1
1
Độ bền cắt ct 9.2

[ ]
c
t
c
bld
T

=

.2
1
Tiết
diện
d
(mm)
l
t
(mm) bxh t
1

Dựa vào đờng kính ngõng trục d =35 mm,
tra bảng P2.7 chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung
có kí hiệu : 307 F
r10
F
r11

Đờng kính trong d =35 mm, đờng kính ngoài D = 80 mm
Khả năng tải động C = 26,2 kN, khả năng tải tĩnh C
o
= 17,9 kN;
B =21 (mm) r
1
= r
2
=2,5 (mm)
Đờng kính bi d
b
= 14,29 (mm)
Kiểm nghiệm khả năng tải :
a, Khả năng tải động:
Theo ct 11.3 với F
a
=0 , tải trọng qui ớc
Q = X.V.F
r
.k
t
.k
đ

.n
3
.60.10
-6
= 3750. 490. 60. 10
-6
= 110,25 triệu vòng
Hệ số khả năng tải động: C
d
= 5028.
3
25,110
= 24,109 kN.
Do C
d
= 24,109 N < C = 26,2 kN loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải
động.
b, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh.
Tải trọng tính toán theo ct 11.19 với F
a
= 0
Q
0
= X
0
.F
r

Với X
0