Đồ án Thiết kế máy cán thép rằn

= 0,537+ 0,282 = 0,819 (T.m) Mms = Mms4 +Mms5 = 0,192 + 0,1041 = 0,2961 (T.m) Mo = Mo4 +Mo5 = (32,22 + 16,92).10-3 = 49,14.10-3 Mtđc =
=
= 0,249 (T.m) Vận tốc góc của động cơ: ωđc =
(rad/s) Vậy công suất của động cơ: Nđc = Mtđc. ωđc = 0,249.78,54 = 19,56 (KW) Chọn hệ số an toàn k=2 ( Nđc = 19,56 . 2 = 39,12 (KW) Tra bảng 2P tài liệu [4] ta chọn động cơ có ký hiệu: A02-92-8 có N = 55KW và n = 750 vg/ph. 5.2. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CỤM KẾT CẤU MÁY: 5.2.1. Thiết kế hộp giảm tốc: Hộp giảm tốc là một cơ cấu gồm các bộ phận truyền bánh răng, tạo thành một tổ hợp biệt lập để giảm số vòng quay và truyền công suất từ động cơ đến hộp phân lực. Hộp giảm tốc ở máy cán thép ta chọn là hộp hai cấp khai triển bánh răng nghiêng. Ưu điểm của hộp giảm tốc này là hiệu suất cao, khả năng truyền những công suất khác nhau,khử được lực dọc trục, tuổi thọ lớn, làm việc chắc chắn, đơn giản, dễ chế tạo. Nhưng nhược điểm của kiểu hộp này là bánh răng phân bố không đối xứng đối với gối tựa. Vì thế tải trọng phân bố không đều trên các ổ trục. Các ổ trục được chọn theo phản lực lớn nhất, nên trọng lượng hộp giảm tốc có tăng hơn so với các loại hộp khác. Động cơ điện sử dụng có ký hiệu: A02-92-8 có các thông số: N = 55 (KW) n = 750 (vg/ph). Số vòng quay của trục cán : nc = 136 (vg/ph) Vậy tỉ số truyền của hộp:
= 5,5 a) Phân phối tỉ số truyền: Việc phân phối tỉ số truyền (ih) cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc theo các nguyên tắc sau: + Bảo đảm khuôn khổ và trọng lượng của hộp giảm tốc là nhỏ nhất. + Đảm bảo điều kiện bôi trơn cho bộ truyền là tốt nhất. Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển, ta phân phối tỉ số truyền như sau: in > ic ; thường thì in = (1,2(1,3)ic Với : in : Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh. ic : Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiêng cấp chậm. Ta chọn: in = 1,2ic Ta có : ih = in . ic = 1,2ic2 = 5,5 ic = 2,14 in = 2,14.1,2 = 2,57 * Số vòng quay của các trục: nI = nđc= 750 (vg/ph) nII =
=
= 292 (vg/ph) nIII =
=
= 136 (vg/ph) * Công suất trên các trục của hộp: NI = Nđc.(o.(kn (KW) Với: Nđc = 55 (KW) (o = 0,99: Hiệu suất của một cặp ổ lăn. (kn = 1 : Hiệu suất của khớp nối. ( NI = Nđc.(o.(kn = 55.0,99.1 = 54,45 (KW) Tương tự ta có: NII = NI.(o.(br = 54,45.0,99.0,98 = 52,83 (KW) NIII = NII.(o.(br = 52,83.0,99.0,98 = 51,26 (KW) ((br = 0,98 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ) *Mômen xoắn trên các trục: Ta có: Tx = 9,55.106
(N.m) Tđc =
700,33 (N.m) TI =
693,33 (N.m) TII =
1727,83 (N.m) TIII =
3599,51 (N.m) Ta có bảng tổng kết số liệu sau: Bảng 5.3.  Trục đông cơ  I  II  III   i  i = 5,5  in= 2,57  ic = 2,14   n (vg/ph)  750  750  292  136   N (kW)  55  54,45  52,83  51,26   T (N.m)  700,33  693,33  1727,83  3599,51   b) Tính bộ truyền bánh răng cấp nhanh: Tính tổng thời gian làm việc của máy: Chọn bộ truyền làm việc trong 5 (năm) mỗi năm làm việc 250 (ngày) và một ngày làm việc 16(giờ). Vậy tổng thời gian làm việc trong 5 (năm): T = 5.250.16= 20000 (giờ) Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện: Bánh nhỏ: thép C45 thường hoá. Bánh lớn: thép C35 thường hoá. Tra bảng 3-8 [4] ta có cơ tính như sau (giả thiết đường kính phôi 300(500mm) : Bánh răng nhỏ: (B = 600 (N/m2) (ch = 300 (N/m2) HB = 200 Bánh răng lớn: (B = 480 (N/m2) (ch = 240 (N/m2) HB = 160 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
(N/mm2) Trong đó: [(]Ntx là ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép (N/mm2)
: Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc. [4] No : Số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc. Theo bảng 3-9 [4] ta có No= 107. Ntd : Số chu kỳ tương đương. Vì trong hộp giảm tốc của máy cán, bánh răng chịu tải trọng thay đổi nên:
[4] u là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng. Mi , ni , Ti : mômen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i. Mmax : Momen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng. Chọn
= 1 ứng với 30% thời gian làm việc.
ứng với 70% thời gian làm việc còn lại. Vậy số chu kỳ tương đương của bánh lớn:

Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:

Vì Ntđ > No = 107 nên ta lấy K’n = 1 Do đó theo bảng 3-9 [4] ta có [(]1tx = 2,6.HB = 2,6.200 = 520 (N/mm2) [(]2tx = 2,6.HB = 2,6.160 = 416 (N/mm2) Để tính bền ta dùng trị số nhỏ là [(]tx = 416 (N/mm2) Ứng suất uốn cho phép: Khi răng làm việc một mặt ta có: [(]u =
Trong đó: + n = 1,5 là hệ số an toàn. + K( = 1,8 là hệ số tập trung ứng suất ở chân răng. + (-1 là giới hạn mỏi uốn; (-1 = (0,4(0,45)(B (N/mm2) Giới hạn mỏi của thép C45 của bánh nhỏ: (-1 = 0,43.(B = 0,43.600= 258 (N/mm2) Giới hạn mỏi của thép C35 của bánh lớn là: (-1 = 0,43.(B = 0,43.480 = 206,4 (N/mm2) K’’ là hệ số chu kỳ ứng suất uốn. Tương tự như trên lấy gần đúng K’’= 1. Vậy ứng suất uốn cho phép của bánh răng nhỏ. [(]u1 =
( [(]u1 =
=143 (N/mm2) Của bánh lớn: [(]u2 =
( [(]u2 =
=114,7 (N/mm2) Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: K = 1,3(1,5. Chọn K= 1,5 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: (A =
= 0,4. Xác đinh khoảng cách trục A: Theo công thức 3-10 [4] ta có
Trong đó: in = 2,57 K = 1,5 θ = 1,3 N = 54,45 (KW) n2 = 292 (vg/ph)
= 416 (N/mm2) (
( A( 287 (mm), Chọn sơ bộ A = 290 (mm) Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: Ta có: V=
(m/s) Thay số ta có V=
= 6,38 (m/s) Tra bảng 3-11 [4] ứng với V=6,38 m/s ta chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là cấp 8. Định chính xác hệ số tải trọng và khoảng cách trục: Hệ số tải trọng: K= Ktt.Kđ Trong đó: +Ktt là hệ số tập trung tải trọng, lấy gần đúng Ktt= 1 +Kđ là hệ số tải trọng động. Ứng với cấp chính xác 8, độ cứng HB<350 và vận tốc vòng V=6,38 m/s, tra bảng 3-14 [4] ta có : Kđ= 1,3 ( K = Ktt.Kđ = 1.1,3 = 1,3 Tính lại khoảng cách trục A: A = Asb
= 290
= 276 (mm) Xác định mođun, số răng, chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của răng. - Mođun pháp được chọn theo khoảng cách trục A: mn = (0,01(0,02)A = (0,01(0,02).276 = 2,76(5,53 Chọn mn = 4 (mm) - Số răng của bánh dẫn: Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, chọn sơ bộ góc nghiêng β=13o (β=8o(12o).
(răng). Chọn Z1 = 38 (răng). - Số răng bánh bị dẫn: Z2 = Z1.i = 38.2,57=98 (răng) - Chiều rộng bánh răng bị dẫn: b2 = (A.A = 0,4.276= 110 (mm) - Chiều rộng của bánh răng dẫn: b1 =(b2+5) = 115 (mm) - Tính chính xác góc nghiêng: Cosβ=
= 0,9855 ( β= 9o45’ Kiểm nghiệm ứng suất uốn của răng: Kiểm nghiệm ứng suất uốn sinh ra trong chân răng theo công thức:
≤ [(]u (N/mm2) Trong đó: +y là hệ số dạng răng, được tra theo số răng tương đương của từng bánh răng. Số răng tương đương của bánh nhỏ: Ztd1=
= 39,13 Số răng tương đương của bánh lớn: Ztd2=
= 100,9 Theo bảng 3-18 [4] ta tra được hệ số dạng răng y như sau: Bánh nhỏ: y1 = 0,476 Bánh lớn: y2 = 0,517 Lấy (’’= 1,5 là hệ số phản ảnh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn. Thay số vào công thức (*) ta được : - Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ :
- Ứng suất uốn tại chân răng bánh răng lớn:
Như vậy: (u1 < [(u1] = 143,33 (N/mm2) (u2 < [(u2] = 114,7 (N/mm2) Đảm bảo điều kiện bền uốn của răng. Các thông số chủ yếu của bộ truyền bánh răng: - Modun pháp: mn = 4 (mm) - Số răng: Z1 = 38 (răng) Z2 = 98 (răng) - Góc ăn khớp: ( = 20o - Góc nghiêng của răng: β= 9o45’ - Đường kính vòng chia: dc1 = ms.Z1 =
= 154 (mm) dc2 = ms.Z2 =
= 398 (mm) - Khoảng cách trục: A = 276 (mm) - Chiều rộng bánh răng: b1 = 115 (mm) b2 = 110 (mm) - Đường kính vòng đỉnh: De1 = dc1 +2mn = 154 + 2.4 = 162(mm) De2 = dc2 +2mn = 398 + 2.4 = 406(mm) - Đường kính vòng chân răng : Di = dc - 2mn- 2C Với C = 0,25mn = 0,25.4 =1 (mm) là độ hở hướng tâm. ( Di1 = dc1 - 2mn- 2C = 154 - 2.4 – 2.1 = 144 (mm) Di2 = dc1 - 2mn- 2C = 398 - 2.4 – 2.1 = 388 (mm) Tính lực tác dụng lên bánh răng: Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba thành phần: Lực vòng (Pt), lực hướng tâm (Pr) và lực dọc trục (Pa) . + Lực vòng : Pt1=
(N) Pt2=
(N) + Lực hướng tâm: Pr1=
(N) Pr2=
(N) + Lực dọc trục: Pa1= Pt1. tgβ = 9004.tg9o45’ = 1550 (N) Pa2= Pt2. tgβ = 8683.tg9o45’ = 1495 (N) c) Tính bộ truyền bánh răng cấp chậm: Tương tự như bộ truyền cấp nhanh, ở bộ truyền cấp chậm, vật liệu chế tạo bánh răng lớn là thép C35 thường hoá và bánh răng nhỏ là thép C45 thường hoá. Cơ tính của vật liệu như đã tra ở trên. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
(N/mm2) Tương tự như trước ta tính số chu kỳ tương đương của bánh lớn và bánh nhỏ theo công thức:
[4] Thay số ta có: Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:

Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:

Vì Ntđ > No = 107 nên ta lấy K’n = 1 Do đó theo bảng 3-9 [4] ta có công thức tính ứng suất tiếp xúc cho phép: [(]1tx = 2,6.HB = 2,6.200 = 520 (N/mm2) [(]2tx = 2,6.HB = 2,6.160 = 416 (N/mm2) Để tính bền ta dùng trị số nhỏ là [(]tx = 416 (N/mm2) Ứng suất uốn cho phép: Khi răng làm việc một mặt ta có: [(]u =
Tương tự như ở bộ truyền cấp nhanh, ở bộ truyền cấp chậm ta cũng tính được ứng suất uốn cho phép của bánh răng nhỏ và lớn như sau: [(]u1 = 143 (N/mm2) [(]u2 = 114,7 (N/mm2) Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1,5. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: (A =
= 0,4. Xác định khoảng cách trục A: Theo công thức 3-10 [4] ta có

(
( A( 364,1 (mm). Chọn sơ bộ A = 366 (mm) Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: Ta có: V=
(m/s) Thay số ta có: V=
= 3,56 (m/s) Tra bảng 3-11 [4] ứng với V=3,56 m/s ta chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là cấp 9. Định chính xác hệ số tải trọng và khoảng cách trục: Hệ số tải trọng: K= Ktt.Kđ Trong đó: +Ktt là hệ số tập trung tải trọng, lấy gần đúng Ktt= 1 +Kđ là hệ số tải trọng động. Ứng với cấp chính xác 9, độ cứng HB<350 và vận tốc vòng V=3,56 m/s, tra bảng 3-14 [4] ta có : Kđ= 1,4 ( K = Ktt.Kđ = 1.1,4 = 1,4 Tính lại khoảng cách trục A: A = Asb
= 366
= 358 (mm) Xác định mođun, số răng, chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của răng. - Mođun pháp được chọn theo khoảng cách trục A: mn = (0,01(0,02)A = (0,01(0,02).358 = 3,58(7,16 Chọn mn = 4 (mm) - Số răng của bánh dẫn: Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, chọn sơ bộ góc nghiêng β=13o (β=8o(12o).
(răng). Chọn Z1 = 56 (răng). - Số răng bánh bị dẫn: Z2 = Z1.i = 56.2,14=120 (răng) - Chiều rộng bánh răng bị dẫn: b2 = (A.A = 0,4.358= 143 (mm) - Chiều rộng của bánh răng dẫn: b1 =(b2+5) = 148 (mm) - Tính chính xác góc nghiêng: Cosβ=
= 0,9832 ( β= 10o30’ Kiểm nghiệm ứng suất uốn của răng: Kiểm nghiệm ứng suất uốn sinh ra trong chân răng theo công thức:
≤ [(]u (N/mm2) Trong đó: y là hệ số dạng răng, được tra theo số răng tương đương của từng bánh răng. Số răng tương đương của bánh nhỏ: Ztd1=
= 57,93 Số răng tương đương của bánh nhỏ: Ztd2=
= 124,14 Theo bảng 3-18 [4] ta tra được hệ số dạng răng y như sau: Bánh nhỏ: y1 = 0,499 Bánh lớn: y2 = 0,517 K=1,4 là hệ số tải trọng. Lấy (’’= 1,5 là hệ số phản ảnh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn. Thay số vào công thức trên ta được : - Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ :
- Ứng suất uốn tại chân răng bánh răng lớn:
Như vậy: (u1 < [(u1] = 143,33 (N/mm2) (u2 < [(u2] = 114,7 (N/mm2) Đảm bảo điều kiện bền uốn của răng. Các thông số chủ yếu của bộ truyền bánh răng: - Modun pháp: mn = 4 (mm) - Số răng: Z1 = 56 (răng) Z2 = 120 (răng) - Góc ăn khớp: ( = 20o - Góc nghiêng của răng: β= 10o30’ - Đường kính vòng chia: dc1 = ms.Z1 =
= 228 (mm) dc2 = ms.Z2 =
= 488 (mm) - Khoảng cách trục: A = 358 (mm) - Chiều rộng bánh răng: b1 = 148 (mm) b2 = 143 (mm) - Đường kính vòng đỉnh: De1 = dc1 +2mn = 228 + 2.4 = 236(mm) De2 = dc2 +2mn = 488 + 2.4 = 496(mm) - Đường kính vòng chân răng : Di = dc - 2mn- 2C Với C = 0,25mn = 0,25.4 =1 (mm) là độ hở hướng tâm. ( Di1 = dc1 - 2mn- 2C = 228 - 2.4 – 2.1 = 218 (mm) Di2 = dc1 - 2mn- 2C = 488 - 2.4 – 2.1 = 478 (mm) Tính lực tác dụng lên bánh răng: + Lực vòng : Pt1=
(N) Pt2=
(N) + Lực hướng tâm: Pr1=
(N) Pr2=
(N) + Lực dọc trục: Pa1= Pt1. tgβ = 15156.tg10o30’ = 2810 (N) Pa2= Pt2. tgβ = 14752.tg10o30’ = 2735 (N) d) Thiết kế trục cho hộp giảm tốc: Từ các thông số đã tính qua phần hộp giảm tốc, ta đi thiết kế trục cho hộp. Chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá. Tính sơ bộ trục: Đường kính sơ bộ của trục tính theo công thức: d (
(mm) Trong đó: + N là công suất của trục. (KW) + n là số vòng quay trong một phút của trục (vg/ph). + C là hệ số tính toán, C= 100(130 Chọn C= 130 * Đối với trục I: NI = 54,45 (KW) n1 = 750 (vg/ph) ( d1 (
= 54,23 (mm) * Đối với trục I: NII = 52,83 (KW) n2 = 292 (vg/ph) ( d2 (
= 73,53 (mm) * Đối với trục III: NIII = 51,26 (KW) n3 = 136 (vg/ph) ( d3 (
= 93,91 (mm) Tính gần đúng trục: Ta có sơ đồ các kích thước cơ bản của hộp giảm tốc: (hình 5.6) Tra bảng 7_1 [4] ta có các thông số của hộp giảm tốc. + Khoảng cách từ cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp: 15(mm) + Khe hở giữa các bánh răng: 15 (mm). + Khoảng từ cạnh ổ đến thành trong của hộp: 10(mm). + Bề rộng của ổ: Tra bảng 14P [4] ứng với đường kính trung bình trục d2= 74 mm, loại ổ cỡ trung, chọn ổ có bề rộng B= 37 (mm). + Chiều dài phần moayơ lắp với trục: l = (1,2(1,5)d , chọn l = 90 (mm) + Khe hở giữa thành ngoài với moayơ nối trục : 15 (mm) Từ các thông số trên, ta tổng hợp được các kích thước cơ bản của hộp giảm tốc như trên hình vẽ: a = 132,5 (mm) b = 101 (mm) c = 144 (mm) d = 117,5 (mm) Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên các bánh răng trên các trục như hình 5.7: * Tính trục I: Các lực tác dụng lên trục I: Pt1 = 9004 (N) ; Pr1 = 3325 (N) ; Pa1 = 1550 (N) Tính phản lực ở các gối trục: Ta có: (mAy = Pr1.b + Pa1.
+ RBy(b+c+d) = 0 ( RBy =
=
= -1256 (N) ( RAy = -Pr1 - RBy = -3325 – (-1256) = -2069 (N) (mAx = Pt1.b + RBx(b+c+d) = 0 ( RBx =
=
= 2509 (N) ( RAx = Pt1 - RBx = 9004 – 2509 = 6495 (N) Mômen uốn ở tiết diện chịu tải lớn n-n: Mu =
Với: Mux = - RBx.(c+d) = -2509(144+117,5) = -656104 (N.mm) Muy = Pa1
- RAy.b = 1550
- (-2069).101 = 328319 (N.mm) ( Mu =
= 733666 (N.mm) Mômen tương đương: Mtđ =
=
= 948048 (N.mm) Đường kính trục ở tiết diện chịu tải lớn: d1
(mm) Với
đường kính trong của trục rỗng , d0 = 0 nên

= 65(N/mm2) là ứng suất cho phép , tra bảng 7-2 [4]. ( d1
= 52,6 (mm) So sánh với kết quả tính sơ bộ, chọn đường kính của trục tại tiết diện n-n lắp bánh răng là 54 mm và đường kính trục tại chỗ lắp ổ bi là 45 mm. * Tính trục II: Các lực tác dụng lên trục II: Pt2 = 8683 (N) ; Pr2 = 3207 (N) ; Pa2 = 1495 (N) Pt3 = 15156 (N) ; Pr3 = 5611 (N) ; Pa3 = 2810 (N) dc2 = 398 (mm); dc3 = 228 (mm) Tính phản lực ở các gối trục: Ta có: (mCy = Pr2.b - Pa2.
-Pr3(b+c) - Pa3.
- RDy(b+c+d) = 0 ( RDy =
=
= -4603 (N) ( RCy = Pr2 - Pr3 – RDy = 3207 – 5611 – (-4603) = 2199 (N) (mCx = Pt2.b + Pt3(b+c) + RDx(b+c+d) = 0 ( RDx =
=
= -12663 (N) ( RCx = -Pt2 -Pt3- RDx = -8683 – 15156 –(-12663) = -11176 (N) Mômen uốn ở tiết diện chịu tải lớn m-m: Mum-m =
Với: Mux = - RCx.b = -(-11176).101 = 1128776 (N.mm) Muy = - RCy.b = -2199.101= -222099 (N.mm) ( Mum-m =
= 1150419 (N.mm) Mômen uốn ở tiết diện chịu tải lớn i-i: Mui-i =
Với: Mux = - RDx.d = -(-12663).117,5 = 1487903 (N.mm) Muy = - RDy.d = -(-4603).117,5 = 540853 (N.mm) ( Mui-i =
= 1583154 (N.mm) Mômen tương đương: Mtđ =
Tại tiết diện m-m: Mtđm-m =
= 1887462 (N.mm) ( dm-m
=
= 66,2 (mm) Tại tiết diện i-i: Mtđi-i =
= 2178399 (N.mm) ( di-i
=
= 69,5 (mm) So sánh với kết quả tính sơ bộ, chọn đường kính của trục tại tiết diện m-m và tiết diện i-i lắp bánh răng là 75 mm. * Tính trục III: Các lực tác dụng lên trục III: Pt4 = 14752 (N) ; Pr4 = 5461 (N) ; Pa4 = 2735 (N); dc4 = 488 (mm) Tính phản lực ở các gối trục: Ta có: (mEy = Pr4.(b+c) - Pa4.
- RFy(b+c+d) = 0 ( RFy =
=
= 1850 (N) ( REy = Pr4 – RFy = 5461 – 1850 = 3611 (N) (mEx = Pt4.(b+c) – RFx(b+c+d) = 0 ( RFx =
=
= 9970 (N) ( REx = Pt4 – RFx = 14752 – 9970 = 4782 (N) Mômen uốn ở tiết diện chịu tải lớn k-k: Muk-k =
Với: Mux = - REx.(b+c) = -4782(101+144) = -1171590 (N.mm) Muy = - RFy.d – Pa4.
= - 1850.117,5 – 2735.
= -884715 (N.mm) ( Muk-k =
= 1468109 (N.mm) Mômen tương đương: Mtđk-k =
=
= 3445678 (N.mm) Đường kính trục ở tiết diện chịu tải k-k: dk-k
=
= 80,9 (mm) Chọn đường kính trục III tại tiết diện k-k là 85mm. Tính chính xác trục:( Kiểm nghiệm theo hệ số an toàn) Hệ số an toàn được tính theo công thức sau:
Trong đó: n(: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp. n( : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp.
(-1, (-1 : Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. Có thể lấy gần đúng : (-1 = (0,4(0,5)(B (-1 = (0,2(0,3)(B (a, (a:Biên độ ứng suất pháp và ứng suất tiếp sinh ra trong tiết diện của trục.
(m,
m : Trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp. Là thành phần không đổi trong chu kỳ ứng suất.
Vì trục quay nên ứng suất pháp(uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó: (a =
; (m = 0 Còn ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động ( trục quay một chiều) nên : (a = (m =
W, Wo: Là momen cản uốn và momen cản xoắn của tiết diện trục. Vì trục lắp bánh răng có một rãnh then nên giá trị W và Wo tra theo bảng 7-3b [4]. (( và (( là hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi. Theo tài liệu [4] ứng với thép Cacbon trung bình chọn: ((= 0,1 và ((=0,05. (( và (( là hệ số kích thước, xét ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Tra bảng 7-4 tài liệu [4]. k( và k( là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn tại rãnh then. Tra bảng 7-8 tài liệu [4]. β= 1 là hệ số tăng bền bề mặt trục (không dùng các phương pháp tăng bền ) Từ trên ta rút gọn được: n(=
n(=
* Đối với trục I: dI = 54 mm , (B = 600 (N/mm2) (-1 = 0,45(B = 0,45.600 = 270 (N/mm2) (-1 = 0,25(B = 0,25.600 = 150 (N/mm2) Mu = 733666 (N.mm) ; Mx = 693330 (N.mm) W = 14510 (mm3); Wo = 30800 (mm3) (( = 0,78 ; (( = 0,67 k( = 1,63 ; k( = 1,5 ( (a =
=
= 50,6 (N/mm2) (a = (m =
=
= 11,3 (N/mm2) ( n(=
= 2,55 n(=
= 5,8 Vậy:
Do đó tại tiết diện n-n ta chọn đường kính trục là dI= 54mm. * Đối với trục II: Tại tiết diện chịu tải i-i ta có: dII = 75 mm , (B = 600 (N/mm2) (-1 = 0,45(B = 0,45.600 = 270 (N/mm2) (-1 = 0,25(B = 0,25.600 = 150 (N/mm2) Mu = 1625118 (N.mm) ; Mx = 1727830 (N.mm) W = 37600 (mm3); Wo = 79000 (mm3) (( = 0,74 ; (( = 0,62 k( = 1,63 ; k( = 1,5 ( (a =
=
= 43,22 (N/mm2) (a = (m =
=
= 10,94 (N/mm2) ( n(=
= 2,84