Đang tải... (xem toàn văn)
I. TÝnh chän ®éng c¬, ph©n phèi tû sè truyÒn vµ momen xo¾n trªn c¸c trôc 1. Chän ®éng c¬ a. X¸c ®Þnh chØ tiªu cÇn thiÕt chän ®éng c¬ §iÒu kiÖn lµm viÖc cña ®éng c¬ ®iÖn: cã bé truyÒn xÝch chÞu va ®Ëp vµ c«ng suÊt lµm viÖc:Plv = (F.V)1000 = 3700.1,31000 = 4,81 KWC«ng suÊt t¬ng ®èi nhá, ta chän ®éng c¬ xoay chiÒu ba pha kh«ng ®æi vµ ®éng c¬ kh«ng ®ång bé ng¾n m¹ch cã u ®iÓm sau: sö dông phæ biÕn trong c¸c ngµnh c«ng nghiÖp, kÕt cÊu ®¬n gi¶n, gi¸ thµnh t¬ng ®èi h¹, dÔ b¶o qu¶n, lµm viÖc tin cËy, cã thÓ m¾c trùc tiÕp víi líi ®iÖn ba pha kh«ng cÇn biÕn ®æi dßng ®iÖn.b. TÝnh to¸n c«ng suÊt cho ®éng c¬ ®iÖn vµ c¸c trôc C«ng suÊt lµm viÖc cña ®éng c¬ ®iÖn ph¶i chÞu nhiÖt ®é cao vµ nhiÖt sinh ra kh«ng vît møc cho phÐp.C«ng suÊt lµm viÖc cña xÝch t¶i lµ c«ng suÊt cÇn thiÕt Plv = 4,81 KW cho qu¸ tr×nh lµm viÖc ph¶i ®¹t ®îc.Tra b¶ng 2.3 ta cã b¶ng 1: hiÖu suÊt gi÷a c¸c cÆp chi tiÕt truyÒn chuyÓn ®éng HiÖu suÊt Khíp nèi
GVHD: Hoµng Xu©n Khoa SV thùc hiÖn: NguyÔn Danh Minh-Líp CK5-k5 1 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5 I. Tính chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền và momen xoắn trên các trục 1. Chọn động cơ a. Xác định chỉ tiêu cần thiết chọn động cơ Điều kiện làm việc của động cơ điện: có bộ truyền xích chịu va đập và công suất làm việc: P lv = = = 4,81 KW Công suất tơng đối nhỏ, ta chọn động cơ xoay chiều ba pha không đổi và động cơ không đồng bộ ngắn mạch có u điểm sau: sử dụng phổ biến trong các ngành công nghiệp, kết cấu đơn giản, giá thành tơng đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp với lới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện. b. Tính toán công suất cho động cơ điện và các trục Công suất làm việc của động cơ điện phải chịu nhiệt độ cao và nhiệt sinh ra không vợt mức cho phép. Công suất làm việc của xích tải là công suất cần thiết P lv = 4,81 KW cho quá trình làm việc phải đạt đợc. Tra bảng 2.3 ta có bảng 1: hiệu suất giữa các cặp chi tiết truyền chuyển động Hiệu suất Khớp nối 1 ổ lăn 2 Bánh răng 3 Xích tải 4 Giá trị 0,96 0,99 0,96 0,90 Trong đó; có một khớp nối, bốn ổ lăn, ba cặp bánh răng và một bộ xích tải Công suất lần lợt của các trục Trục IV nối trực tiếp với xích tải và có một cặp ổ lăn, ta có: P 4 = = = 4,86 KW trục III nối với trục IV qua bộ truyền xích và có một cặp ổ lăn, ta có: P3 = = = 5,45 KW Trục III có 2 cặp bánh răng tơng đồng nên tại mỗi bánh răng nghiêng ta có: P 3n = P 3 /2 = 2,73 KW Trục III nối với trục II qua 2 cặp bánh răng nghiêng và có 1 cặp ổ lăn, ta có: P 2n = [P 3n /( 3 . 3 . 2 ) = = 2.99 KW 2 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5 Tại cặp bánh răng thẳng: P 2t = 2.P 2n = 5,98 KW Trục I nối với trục II qua cặp bánh răng thẳng và có một cặp ổ lăn, ta có: P = [P 2t /( 3 . 2 )] = = 6,29 KW Trục I nối với động cơ qua khớp nối nên có công suất cần thiết của động cơ là: P ct = P 1 / 1 == 6,55 KW c. Chọn động cơ điện công suất cần thiết c 1 . Ta xét hai trờng hợp sau: TH1: tải trọng không đổi công suất tính toán là công suất cần thiết cho quá trình làm vệc trên trục công tác: P td = P ct TH2: tải trọng thay đổi, ta xét tới động cơ lúc chạy quá tải, lúc chạy non tải nhng nhiệt độ động cơ sinh ra không vợt quá mức cho phép, khi đó công suất tác dụng tính theo công thức: P td = P lv. (1) với T 2 = 0,68.T 1 , t 1 = 2,8h = 0,35.t ck , t 2 = 3,6h = 0,45.t ck suy ra: P lv = 4,81.= 3,59 KW hiệu suất của cả quá trình làm : n = 1 . 2 . 3 . 4 = 0,96.0,90 = 0,73; ta có: P ct = P td / == 4,92 KW c 2 . Để xác định đúng động cơ làm việc, ta chọn động cơ theo chế độ ngắn hạn, ta xét hai trờng hợp sau: TH1: tải trọng không thay đổi . Vì t 1 +t 2 = 6,4h < t ck = 8h => tải trọng thay đổi TH2: động cơ làm việc ngắn hạn, tải trọng thay dổi . Tỷ số thời gian làm việc trong một chu kì : t s = (t 1 +t 2 )/t ck == 0,8 > 0,6 => động cơ coi nh làm việc trong chế độ dài hạn với tải trọng không đổi. Kết luận: theo yêu cầu tính toán thiết kế hộp giảm tốc hai cấp ta chọn công suất cần thiết của động cơ P ct = 6,55 KW 3 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5 d. Chọn động cơ điện Công suất định mức P đm .n đc > P ct = 6,55 KW đồng thời momen mở máy thỏa mãn điều kiện T mm /T = 1,4 < T max /T dm là tỷ số truyền xoắn trên trục động cơ và chọn động cơ K160S4 có P đm . đc = 7,5.0,875 = 6,56 KW > P ct = 6,55 KW căn cứ vào phục lục P1.1, P1.2, P1.3 ta có bảng 2: Kiểu động cơ Công suất KW Vận tốc Vg/ph Hiệu suất % T k /T max Cos T k /T đn K160S4 7,5 1450 87,5 2,2 0,86 5,8 3. Số vòng quay của xích tải n xt === 41,27 vg/ph 4. Phân phối tỷ số truyền theo hình vẽ ta có 3 tỷ số truyền u 1 , u 2 , u x tơng ứng: bánh răng trụ răng thẳng, bánh răng trụ răng nghiêng, xích tải. ta có: u c = u 1 .u 2 .u x = n đc /n xt == 35,13 ta chọn U h = u 1 .u 2 phải thỏa mãn 3 chỉ tiêu: -Khối lợng nhỏ nhất -Momen quán tính nhỏ nhất -Thể tích bánh lớn nhúng trong dầu nhỏ nhất. ta chọn U h = 10 với hộp giảm tốc phân đôi và tra bảng 3.1 suy ra: u 1 = 3,58; u 2 = 2,79 => u x = 3.52 5. Tốc độ quay các trục Có 4 trục và 3 tỷ số truyền truc I nối với động cơ nên n đc = n 1 = 1450 vg/ph trục II: n 2 = n 2 /u 1 = = 405,03 vg/ph trục III: n 3 = n 2 /u 2 == 145,17 vg/ph trục IV: n 4 = n 3 /n x = = 41,24 vg/ph 6. Momen xoắn trên các trục đông cơ : T đc === 43139,66 Nmm 4 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5 T 1 == 41427,24 Nmm T 2t === 140999,43Nmm T 2n = T 2t /2 = 70499,72 Nmm T 3n = T 4 = Lập bảng 3: công suất, số vòng quay và momen xoắn Trục Trục động cơ Trục I Trục II Trục II Trục III Trục IV Thông số Răng thẳng Răng nghiêng Công suất KW 6.55 6,29 5,98 2,99 2,73 4,86 Vòng quay vg/ph 1450 1450 404,03 405,03 145,17 41,24 Momen xoắn Nmm 43139,66 41427,24 140999,43 70499,72 179592,89 1125436,47 II. Tính toán bộ truyền ngoài Tính toán bộ tuyền xích với các thông số sau: Công suất bánh dẫn P X = P 3n = 5,45 KW Tỷ số tuyền u x = 3,52 Số vòng quay trục III là: n 3 = 145,17 vg/ph Góc nghiêng đờng nối tâm của bộ truyền ngoài: 90 0 Đặc tính làm việc của xích: chịu va đập 1. Chọn loại xích Vì tải trọng tơng đối nhỏ, vận tốc thấp, ta dùng xích con lăn theo bảng 5.4 ta có: z 1x = 25 23, ta chọn z 1x = 25, do đó số răng đĩa lớn z 2x = z 1x .u x = 25,3.52 = 88 tỷ số truyền thực: u x == = u x 5 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5 2. Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu điều kiện mòn của bộ truyền xích tính theo công thức: P t = P.K.Kz.Kn < [P] (1x) trong đó: P = P x = 5,45 KW hệ số dạng răng: K z = 25/Z 1x = 25/25 = 1 hệ số vòng quay K n = n 01 /n 1x với n 1x = 145,17 vg/ph tra bảng 5.5 ta chọn n 01 = 200 vg/ph, do đó K n = 1,38 K đợc tính theo công thức: K = K o .K a .K đc .K bt .K đ .K c (2x) tra bảng 5.6 ta có: đờng nối tâm đĩa xích làm với đờng nằm ngang một góc > [] ta lấy K o = 1,25 khoảng cách trục lấy a = 60.P => K a = 0,8 vị trí của trục điều chỉnh bằng xích căng, ta lấy K đc = 1,1 tải trọng va đập lấy K đ = 1,4 làm việc 2 ca lấy K c = 1,25 môi trờng làm việc có bụi và chế độ bôi trơn II. Ta lấy K bt = 1,3 Thay các thông số vào (2x) ta có: K = 1,25.0,8.1,1.1,3.1,4.1,25 = 2,50 từ (1x) ta có: P t = 5,45.1.1,38.2,5 = 18,80 KW tra bảng 5.5 và n 01 = 200vg/ph, ta chọn bộ truyền xích 1 dãy có bớc xích P = 31,75mm, thỏa mãn điều kiện mòn P t = 18,80 KW < [P] = 19,3 KW 3. Khoảng cách trục sơ bộ: a = 60.P = 60.31,75 = 1905mm số mắt xích tính theo công thức: X =[(.P]/(4.a.) => X = 2.60+(25+88)/2+.31,75/(4 2.1905) = 178,18 u tiên lấy số mắt xích chẵn: X = 178. khoảng cách trục tính theo công thức: a = (P/4).{X-(Z 1x +Z 2x )/2+ 6 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5 => a = 1902,17 mm để tránh căng xích quá lớn, khoảng cánh trục a tính đợc cần giảm bớt một lợng a = (0,002 0,004).a = 3,80 7,61 mm vậy ta lấy khoảng cách trục a = 1898mm số lần va đập xích trong một giây: i = lần < 25 lần 4. Kiểm nghiểm xích về hệ số an toàn Với các bộ truyền xích bị quá tải khi mở máy hoặc thờng xuyên chụi tải trọng va đập trong quá trình làm việc, cần tiến hành kiểm nghiểm về quá tải theo hệ số an toàn: S = Q/(K đ .Ft+Fo+Fv) > [S] (3x) trong đó: Q là tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2 ta có: Q = 88500 N và q = 3,8kg/m K đ = 1,4 là hệ số tải trọng động với = 1,4 và đặc tính làm việc của tải là chịu va đập nên ta lấy K d = 1,7 vận tốc xích v = m/s lực vòng F t = lực căng do lực ly tâm gây ra: F v = q= 14,01 N F o lực căng do nhánh xích bị động sinh ra, tính theo công thức F o = 9,81.K f .q.a (4x) với a = 1,898 m; q = 3,8 kg/m; K f = 2 vì từ (4x) suy ra: F o = 9,81.2.3,8.1,898 = 141,51 N thay các giá trị vào (3x) ta có: S = 88500/(1,7.2838,54+141,51+14,01) = 17,77 tra bảng 5.10 ta có: [S] = 8,5 < S = 17,17. Vậy bộ truyền thỏa mãn hệ số an toàn. 5. Xác định đờng kính xích bánh dẫn: d 1x === 253,32 mm bánh bị dẫn: d 2x = ta có: r = 0,5025.d 1 -0,05 (5x) 7 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5 tra bảng 5.2 với bớc xích P = 31,75 mm , ta có: d 1 = 19,05; từ (5x) ta có: r = 0,5025.19,05-0,05 = 9,52 mm đờng kính chân xích d f1 = d 1x -2.r = 253,32-2.9,52 = 234,28 mm; d f2 = d 2x -2.r = 889,55-2.9,52 = 870,51 mm. 6. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của xích tính theo công thức: [ (6x) ta có: F t = 2838,54 N; K d = 1,4; E = 2,1. MPa là mô đun đàn hồi với bớc xích P = 31,75 mm và xích có m = 1 dãy, dựa vào 5.2 ta có: A = 262 K r -hệ số kể đến răng đĩa xích phụ thuộc vào Z đối với bánh dẫn: Z 1z = 25 => K r1 = 0,44; bánh bị dẫn: Z 2x = 88 => K r2 = 0,20 lực va đập trên 1m xích, tính theo công thức: F vd = 13 n x .p 3 .m; với n 1x = 145,17 vg/ph; n 2x = 41,24 vg/ph . Suy ra: F vd1 = 13 145,17 1 = 6,04 N F vd2 = 13 41,24 1 = 1,72 N từ (7x) ta có : = 470,61 MPa =0,47. = 317,11 MPa tra bảng 5.11 ta chọn thép 45, tôi cải thiện có độ rắn bề mặt răng HR(45 60) và ứng suất tiếp xúc cho phép [ MPa . 7. Xác định lực tác dụng lên trục Lực sinh ra trên nhánh bị động: F 2 = F o +F v = 141,51+14,01 = 155,52 N Lực sinh ra trên nhánh chủ động: F 1 = F t +F 2 = 2838,54+155,52 = 2994,06 N III. Tính toán bộ truyền bánh răng A: bộ truyền cặp bánh răng thẳng trên trục I và II công suất P 1 = 6,29 KW; số vòng quay u 1 = 3,58; n 1 = 1450 vg/ph. 1. Chọn vật liệu 8 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5 Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép 45, tôi cải thiện, có độ rắn r1 = 220HB, giới hạn bền b2 = 750MPa, giới hạn chảy ch1 = 450 MPa chọn vật liệu làm bánh răng lớn là thép 40 có độ rắn r2 = 200HB, tôi cải thiện, giới hạn bền b2 = 700 MPa, giới hạn chảy ch2 = 400 MPa. 2. Xác định ứng suất cho phép a. Ta có ứng suất cho phép [ H1 ] và [ H2 ] đợc xác định theo công thức [ H1 ] = ( Hlim /S H ).Z R1 .z V1 .K XH1 .K HL1 (1) [ H2 ] = ( Hlim )/S H ).Z R2 .Z V2 .K XH2 .K HL2 (2) số chu kì chịu tải tơng đơng N HE2 của bánh răng lớn tính theo công thức: N HE2 = 60.c.n 2. t i (3) mỗi vòng quay bánh răng chỉ ăn khớp 1 lần nên c = 1. Từ (3) suy ra: N HE2 = 60.1.405,03.12500.() = 1,49. số chu kỳ cơ sở của bánh lớn N HO2 = 30.= 1,00 Vì N HE2 > N HO2 => K HL2 = 1 tơng tự: N HE1 = N HE2 .u 1 = 1.49.3.58 = 5,33. chu kỳ. Số chu kỳ cơ sở bánh nhỏ N HO1 = 30.30.= 1,26 Vì N HE1 = N HO1 => K HL = 1 giới bền tiếp xúc tính theo công thức : Hlim1 o Hlim1 .K HL1 ; Hlim2 = 0 Hlim2 . giới hạn bền mỏi của bánh răng nhỏ và bánh lớn ta tra bảng 6.2 ta có: 0 Hlim = 2.HB 1 +70 = 2.220+70 = 510 MPa; o Hlim1 = 2.HB 2 +70 = 2.200+70 = 470 MPa; trong tính toán s b ta l y: Z R1 .Z V1 .K HL1 = 1; Z R2 .Z V2 .K HL2 = 1. T (1) và (2) suy ra: [ H1 ] = (510/1,1) = 463,64 MPa [ H2 ] = 470/1,1 = 427,27 MPa ứng suất cho phép tính theo hai cách sau: [ H ]' = 0,5.([ H1 ]+[ H2 ]) = 0,5.(463,64+427,27) = 445,46 MPa [H]'' = 1,18[ H1 ] = 1,18.427,27 = 504,18 MPa. Vậy ta chọn: [ H ] = 445,46 MPa 9 GVHD: Hoàng Xuân Khoa SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5 b. Ta có ứng suất uốn cho phép Công thức tính ứng suất uốn cho phép tính theo công thức: [] = ( Flim1 /S F1 ).Y R1 .Y S1 .K XF1 .K FC1 .K FL1 (4) [] = ( Flim2 /S F2 ).Y R2 .Y S2 .K XF2 .K FC2 .K FL2 (5) trong tính toán sơ bộ ta lấy Y R1 .Y S1 .K XF1 = 1 và Y R2 .Y S2 .K XF2 = 1 tra bảng 6.2 ta có:S F1 = S F2 = S F = 1,75 chu kỳ chịu tải tơng đơng N FE2 của bánh lớn tính theo công thức: N FE2 = 60.cn 2 .t i (6) do đây là thép tôi cải thiện nên m F =6.Từ (6) suy ra: N FE2 = 60.1.405,03.12500.(= 1,20. chu kỳ => N FE1 = u 1 .N FE2 N FE1 = 3,58.1,20 = 4,30. chu kỳ số chu kỳ cơ sở N FO1 = N FO2 = N FO = 4. vì N FE1 > N FO và N FE2 > N FO => K FL1 = K FL2 = 1 giới hạn bền mỏi uốn tính theo công thức: O Flim1 = 1,8HB 1 = 1,8.220 = 396MPa; O Flim2 = 1,8.HB 2 = 1,8.200 = 360 MPa suy ra: [ F1 ] = 396/1,75 = 226,29 MPa; [ F2 ] = 360/1,75 = 205,71 MPa c.Ta có ứng suất quá tải cho phép: c 1 .Ta có ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép bánh nhỏ: [] = 2,8.450 = 1260 MPa bánh lớn: [] = 2,8.400 =1120 MPa vậy ta chọn [] = 1120 MPa c 2 .Ta có ứng suất uốn quá tải cho phép: bánh nhỏ: [ F1 ] MAX = 0,8. ch1 = 0,8.450 = 360 MPa bánh lớn: [ F2 ] MAX = 0,8. ch2 = 0,8.400 = 320 MPa 4. Tính khoảng cách trục sơ bộ a W1 = K a .(u 1 +1) (7) trong đó: Ka là hệ số, tra bảng 6.5, ta có: K a = 49,5. Y ba là hệ số chiều rộng vành răng , tra bảng 6.6 ta chọn Y ba = 0,3. Từ công thức Y bd = 0,53.(u 1 +1). Y ba ; suy ra: Y bd = 0,53(3,58+1).0.3 = 0,73 tra bảng 6.7 với Y bd = 0,73 và tỷ số truyền số 7, ta có K HB = 1,02. Từ (7) suy ra: a W1 = 49,5.(3,58+1). = 132,20 mm 5. Xác định các thông số ăn khớp mô đun bánh răng xác định theo công thức: m = (0,01 0,02)a W => m = (0,01 0,02).132,20 = (1,32 2,64) mm. 10 [...]... ăn khớp Tổng hệ số dịch chỉnh Hệ số dịch chỉnh bánh 1 Hệ số dịch chỉnh bánh 2 Hệ số trùng khớp ngang Hệ số trùng khớp dọc Hệ số trùng khớp Cấp chính xác động học Cấp chính xác mức làm việc êm 19 Chi u rộng vành răng 20 Tỷ số truyền 21 Vận tốc vòng 22 ccx ccx 200 20,280 22,330 X1+X2 = 1,06 0,29 0,77 1,71 1,06 0,76 9 8 bw U2 v 40 2,82 1,42 Xt X1 X2 mm mm mm mm mm m/s IV tính toán thiết kế trục trong... Trục II có một bánh răng thẳng và hai bánh răng nghiêng , ta có các lực: bánh 1: Ft1 == = 1355,76 mm; với ,Fa1 = 0; Fr1 = Ft1.= 1355,76.tg200 = 493,46 N; bánh 2: Ft2 ==== 2075,66 N; Fr2 = Ft2./== 865,71 N; Fa2 = Ft1.2075,66.tg 100 = 365,99 N; bánh 3 tơng tự : Ft3 = Ft2; Fr2 = Fr3; Fa2 = Fa3; bánh răng thẳng là bánh bị động nên T2 ngợc chi u n2, còn T3 cùng chi u n2 vì bánh nghiêng chủ động đa lực về... ghép: các ổ lăn lắp trên trục theo k6; lắp bánh răng, bánh dai, nối trục theo h6 kết hợp với lắp then e Xác định các hệ số và đối với các tiết diện nguy hiểm tính theo công thức: (6); (7) trong đó: KX là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, ta chọn gia công trên máy tiện tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt: Ra = 2,5 0,63 um, do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề... l12 = l23 = 103,50 mm; l11 = l21 = 207 mm d3 Chi u dài trục III: l32 = l22 = 51,5 mm; l34 = l24 = 155,5 mm; l31 = l21 = 207 mm; lc33 = 46,5 mm 4 Xác định trị số lực và đờng kính trục a Xét trục I: chọn hệ trục tọa độ oxyz , ở trục I có một bánh răng, 2 cặp ổ lăn và 1 khớp nối, ta thu về trọng tâm chi tiết lắp trên trục Chọn trục quay ngợc chi u kim đồng hồ chi u dài trục: l10 = l11+lc11 = 207+90,5 =... d2x = 889,55 mm; dxt = 602,97 mm chi u dài may ơ đĩa xích tính theo công thức: lm = (1,2 1,5).d4 = (72 90) mm Ta lấy: lm = 75 mm có ba ổ xích, một cặp ổ lăn và bốn khoảng cách chi tiết, ta lấy k1 =12 mm vậy chi u dài trục: l40 = 3.lm+2.b4+4.k1 = 3.75+2.33+4.12 = 339 mm; b Khoảng cách từ tâm chi tiết ngoài cùng hay trọng tâm ổ lăn ngoài cùng tới các trọng tâm chi tiết khác trên trục là : l41 = b4/2+k1+lm/2... khi trục quay một chi u ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: với Wj và Woj là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục đợc xác định theo công thức : Wj = - (4); Woj = (5) c Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục: Dựa vào kết cấu trục các hình 2, 3, 4 và biểu đồ momen tơng ứng, có thể thấy tiết diện nguy hiểm cần kiểm tra về độ bền mỏi: trên trục I tại... 0,57 là hệ số kể đến trùng khớp răng = 1 đối với bánh răng thẳng ZV1 = 29 và ZV2= 104 tra bảng 6.18 với hệ số dịch răng x1 = x2 = 0; ta có YF1 = 3,8; YF2 = 3,6 KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF = KFB.KFV với Yba = 0,73 và tỷ số truyền 7, ta tra bảng 6.7 ta có KFB = 1,02; là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng, đối với răng thẳng KFV là hệ số kể đến tải trọng động xuất... 63000 Nmm,đờng kính ngoài D = 100mm, d = d1 = 20mm, chi u dài khớp nối L = 100mm , có phần nằm bên trục I dài l1 ,= L/2 = 50 mm căn cứ vào bảng 10.3 và 10.4 để tính khoảng cách lki trên trục thứ k từ gối đỡ O đến chi tiết quay thứ i và kết hợp hình 1 ta chọn khoảng cách giữa hai chi tiết k1 = 15 mm; bề dày của hộp giảm tốc là: t = bi+2.k2i; trong đó bề chi u rộng ổ lăn và k2i là khoảng cách từ mặt nút... ZM = 274MPa ZH là hệ số an toàn kể đến hình dạng răng về bền mặt tiếp xúc tính theo công thức: ZH = Vì = 0 => = 1,76 Z hệ số trùng khớp tính theo công thức: Z (9) với là hệ số trùng khớp ngang tính theo công thức: 1/Z1+Z2)] = [1,88-3,2.(1/29+1/104) = 1,74 thay vào (9) ta có: = 0,87 T1 = 41427,24 Nmm, KHB = 1,02;=1 vì đây là bánh răng thẳng KH = KHB.KHV KHV là hệ số kể đến tải trọng động, xuất hiện trong... cấu trục vừa thiết kế phải đảm bảo an toàn tại các tiết diện nguy hiểm phải thỏa mãn điều kiện sau: (1) với và là hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j: (2) ; (3); a Với thép 45 có = 600 MPa; = 0,58.600 = 384 MPa Tra bảng 10.7 với ta có= 0,05; = 0 b Các trục hộp giảm tốc quay đều, ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó: và với khi trục quay một chi u ứng suất