Đồ án Chi tiết máy Băng tải

BÁO CÁO THỰC TẬP Đồ án chi tiết máy Băng tảiMỤC LỤC PHẦN 1: TÍNH HỆ DẪN ĐỘNG I. Chọn động cơ : Động cơ mộ chiều 1.Xác định công suất đặc trưng cho trục động cơ (Pđ/c ) : Pđ/c > Py/c Py/c = Ptd = Công suất trục tang quay (đĩa xích ) :Py/c = (kw) v (m/s): Vận tốc băng tải (thông số đã biết ) F(N): Lực kéo băng tải (thông số đã biết) Hiệu suất bộ truyền động: =ot . x . ol 3 . Br2 . k Tra bảng 2.3[I] có: ot =0.98 Hiệu suất ổ trục. x =0.96 Hiệu suất bộ truyền xích. ol =0.992 Hiệu suất ổ lăn. Br =0.97 Hiệu suất bánh răng. k =0.99 Hiệu suất khớp nối Thay số được: =0,98. 0,96. 0,9923 .0,972. 0,99= 0,855 : số tải trọng tương đương : = = (do thời gian mở máy :tmm <<tck à bỏ qua tmm ) ==0.79 àPy/c = Kw 2.Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ : nsb = nct .usb Với nct là số vòng quay của trục máy công tác ( trục tang quay) nct= Với : V : Vận tốc băng tải (m/s). D=350 mm : Đường kính tang quay . nct= (v/p). Theo công thức [2.15]/ [I] ta có: usb =usbh .usbbtn à nsb = nct .usbh . usbbtn Bộ truyền ngoài là xích .Theo bảng 2.4[I] chọn: usbh =18 usbbtn =2.2 à nsb =42,58. 18. 2,2 = 1686 (V/p). Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb =1500(V/p) Với Py/c =4.61kW Theo bảng P1.1 trong phần phụ lục [I] a chọn động cơ :K132M4 Với các thông số : Pđ/c =5.5 kW > Py/c =4.61kw nđ/c =1445 V/p nđb Tk/Td/n =2 > Tm/T =1.4 =P1/ol . k II.Phân phối tỉ số chuyền chung Uchung = Chọn Ung =2.2 à Uh = *Phân phối tỉ số chuyền . Do hộp giảm tốc là đồng trục lên : U1 =U2 = Tính lại Ung ==2,2 *Tính toán các thông số động học Nguyên tắc: Pi tính từ trục công tác về trục động cơ: Pi = P3 = kW P2 = kW P1 =kW Pđ/c kW n tính từ trục động cơ đến trục công tác : n Pđ/c =5.945 kW n1 = nđc/u1 =1445/1=1445 (v/p) n2 = (v/p) n3 = (v/p) nct =(v/p) Mô men xoắn:và Ti=9,55.106.Pi/ni Tđ/c =9,55.106. N.m N.mm T2 =9,55.106. (N.mm) T3 = (N.mm) Tct =9,55.106. (N.mm) Bảng thông số động học II. Thiết kế bộ truyền ngoài : Bộ truyền xích Với các số liệu : P3 =5,242 kW ; n= 94 v/p ; U =2,2 làm việc 2 ca =300 Theo bảng 5,4 [I] : Với u = 2,2 ta chọn số răng đĩa nhỏ Z1 =27 àsố răng đĩa lớn : Z2 =u.Z1 = 2,2.57 =59,4 àchọn Z2 =60 < Zmax Tính lại tỉ số truyền u = =2,22 Xác định bước xích p : K= K0.Ka.Kđc.Kbt.Kc.Kđ (1) Tra bảng 5.6 [I] ta đươc: Hệ số tải trọng động : Kđ =1,2 ( do tải trọng va đập nhẹ). Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền : K0 =1 do =300 <600 Hệ số điều chỉnh lực căng xích (điều chỉnh được) : Kđc=1 Hệ số ảnh hưởng điều kiện tròn trơn ( môi trường không bụi ): Kđc=1 Hệ số kế đến chế độ làm việc của bộ truyền: Kc =1,25 Thay vào (1) ta được : K=1,2.1.1.1.1,25.1 =1,5 Điều kiện đảm bảo độ bền mỏi xích : Theo công thức (5.3) [I] : Pt =[P] Hệ số răng đĩa dẫn : Kz= Hệ số vòng quay : Kn = Kx = 1( do xích một dãy ) Thay công thức vào công thức (5.3) [I] Pt = kW Tra bảng 5.5 [I] với n03 =50 chọn xích dãy có bước xích p=31,75 là loại xích con lăn hệ thống thông tin di động dãy có [P]= 5,83 kW vậy Pt= 3,874 kW [P] =5,83 kW (thỏa mãn điều kiện bền mòn) 3)Xác định sơ bộ khoảng cách trục a : a=40.p=40.31,75 = 1270 mm Số mắt xích X tính theo công thức 5.12[I]: X= = Chọn X=124 Tính khoảng cách trục chính xác : CT 5.13 [I] : a=0,25.P.{X-0,25.(Z2 + Z1) +} =0,25.31,75.{124-0,25.(60 + 27)+} =1266,95mm = 1267 mm Để khỏi căng xích ta giảm a một lượng 0,0023.a= 0,0023.1267=2,95 mm Do vậy : a= 1266,95 – 2,95 =1264 mm 4) Tính đường kính đĩa xích: Đường kính vòng chia của đĩa xích : d1= d2= Đường kính vòng đỉnh đĩa xích: da1=P(0,5+cotg( da2=P(0,5+cotg( Đường kính vòng chân răng xích : r=0,5025.d1 +0,05=0,5025.19,05+0,05=9,63 (d1 tra bảng 5.2 [I] ). df1 =d1 -2.r=273,49 -2.9,63=254,23 mm df2 =d2 -2.r=606,66 -2.9,63=578,4 mm 5) Tính lực tác dụng lên trục : Lực vòng : Fz ==3903,13 N Lực tác dụng hướng tâm : Fr = Kt.Ft Hệ số kể đến trọn lực của xích : K t =1,15 (do =300 < 400) Do vậy : Fr =1,15.3903,13 =4488,6 N 6) Kiểm nghiệm độ bền : Theo công thức (5.15) [I] : s= Tra bảng 5.2 [I] ,tải trọng phá hỏng Q= 88,5 kN, khối lượng 1 mét xích là :q =3,8 kg Hệ số tải trọng động : Kđ =1,2 (ở trên phần 1) Fv : lực căng do lực li tâm sinh ra ;Tính theo công thức: Fv = q.v2 =q.( N F0 : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra : F0 = 9,81.Kf.q.a Kf : hệ số ảnh hưởng độ võng f của xích và vị trí bộ truyền Kf =4 (do =300 < 400) àF0 =9,81.1264.10-3 =188,48 N a: khoảng cách truc (m). às= Tra bảng 5.10 [I] có [s]=8,5 Vậy s = 18,14 > [s] =8,5 àbộ truyền xích đảm bảo đủ bền. 7) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: Theo công thức 5.18 [I]: Trong đó : -ứng suất tiếp xúc cho phép. Kr -hệ số ảnh hưởng cả số răng đĩa xích ,phụ tuọc vào Z;Tra bảng trang 87 [I] ta được: Kr =0,40 F-lực va đập: F=13.10.n. K=1,2 ( hệ số trải trọng động ) E- môdun đàn hồi của bản lề : E=2,1.10MPa A- diện tích chiếu của bản lề (mm): Tra bảng 5.12 [I] được: A=262 mm K- hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy: K=1 (do xích một dãy ). Do vậy : =0,47. Tra bảng 5.11 [I] ta chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép =600 MPa Ta có :=600 MPa =526,35 MPaĐảm bảo độ bền tiếp xúc cho rằng đĩa xích Góc nghiêng của lực F với đường nối tâm hai trục : tg==0,1318 =7,5 III. Thiết kế bộ truyền trong: Các thông số chung : T=1,4 . T Và tỷ số truyền u=3,93 Ta có sơ đồ tải trọng: A.Tính bộ truyền cấp chậm răng thẳng: 1.Chọn vật liệu chế tạo bánh răng: Bánh răng cấp chậm chọn thép 45 ( tôi cải thiện ) có cứng 250HB÷280HB Bánh răng nhỏ : HB=275 Bánh răng lớn : HB=265 2. Xác định ứng sất cho phép: Tra bảng 6.2 [I] với thép 45 tôi cải thiện HB180…350 =2.HB+70=2 . 275 + 70 = 620 MPa =2HB + 70=2 . 265+ 70= 600 MPa =1,8 . HB=1,8. 275= 495 MPa =1,8 . HB=1,8. 265= 477 MPa Theo công thức (6.5) [I] : N= 30.H do đó N= 30 . 275= 2,1. 10 N= 30 . 265=1,9. 10 n=368 (v/p ) n= 94 (v/p ) Theo công thức (6.7 ) [I] : N= 60.c. lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ thứ i . c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay : c=1 Ứng suất uốn cho phép : N= 60. 1. 1900. 94. ( )= 7,196. 10> 1,8. 10 K=1 N= u. N=3,93. 7,196. 10 >2,1. 10 K=1 Do vậy theo công thức (6.1a) [I] : ,sơ bộ xác định được: Trong cấp chậm, hệ thống chuyển động là bánh răng thẳng nên chọn : = 1,25. 527,3=659,1 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép : Theo công thức (6.2a) [I] : K- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải :K= 1 (do bộ truyền một chiều ). N- Chu kì thay đổi ứng suất tương đương , được tính theo công thức 6.8 [I] N= Ta có : N= 60.1.19000.94.(1 K=1 Tương tự ta cũng có : K =1 Thay số vào công thức (6.2a) [I] : Vậy ứng suất cho phép khi quá tải , theo công thức (6.13) [I] và 6.14 [I] : =2,8. 550=1540 MPa 3. Tính toán các thông số thiết kế : Xác định sơ bộ khoảng cách trục : Theo công thức (6.15a) [I] : a= K. (u+1). K -Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng , tra bảng (6.5) [I] : K= 49,5 chọn trước = 0,45 0,53. 0,45.(3,93+ 1)=1,18 K-Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng răng , tra bản (6.7) [I]: K= 1,17 = 166 mm Xác định các thông số ăn khớp : Theo công thức (6.17) [I] : m = (0,01÷ 0,02) .a= (0,01÷ 0,02 ).166= 1,16 ÷ 3,32 Chọn theo tiêu chuẩn : m= 2,5 Theo công thức (6.31) [I] : Z= = 26,94 Do Z nguyên chọn Z=27 Z= u.Z= 3,93 . 27 = 106,11 chọn , Z= 106 Do đó tính lại tỉ số truyền : u= = 3,926 Theo công thức ( 6.27 ) [I] , góc ăn khớp : =0,9411 Kiểm nhiệm độ bền tiếp xúc : Theo công thức (6.35 ) [I] : với : Z- Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu ,Tra bản (6.5 ) [I] :Z=274 Z- Hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc : Z== =1,77 Z-Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng ,với bánh trụ răng thẳng dùng công thức (6.361) : Z ( ) Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : d d Theo công thức (6.40) [I] : v = theo bảng (6.13 ) chọn cấp chính xác 9 ,do vậy tra bảng (6.14)[I] ,(6.15)[I], (6.16)[I] lần lượt ta được : Hệ số phân bố không đều tải trọng: K ,hệ số xét đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp: , hệ số ảnh hưởng của sai lệch các bước răng: g=73 , theo công thức (6.42)[I] : v. Do đó : K với b Thay vào (6.33)[I] ta được : Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : * do v=1,3 m/s <5m/s Z=1 * Cấp chính xác động học là 9 ,chọn cấp chính về mức tiếp xúc la 8 , khi đó cần gia công đại độ nhám R=2,5 ÷ 1,25 ,do đó Z=0,95 với d Vậy theo công thức (6.1)[I] và (6.1a)[I] : Thỏa mãn độ bền tiếp xúc . Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : Theo công thức (6.43)[I] : Tra bảng (6.7)[I] có hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng :K=1.3 Tra bảng (6.14)[I] với v<2,5 và cấp chính xác 9 ta được hệ số phân bố tải trọng không đều cho cac cặp răng đồng thời ăn khớp K=1,37 Theo công thức (6.47)[I] : ( tra bảng (6.15)[I] ) ( tra bảng (6.16[I] ) ` K Với Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y ( do răng thẳng ) Hệ số dạng răng: Với Z=27 và Z= 106 tra bảng (6.18)[I] ta được:Y=3,5 và Y=3,6 Với m=2,5hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất : Y Hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng : K=1 Do d<400 mm Theo công thức (6.2)[I] và (6.2a)[I] ta có : Thay vào công thức (6.43)[I] ta được : Vậy thỏa mãn độ bền uốn . Các thông số kích thước của bộ truyền cấp chậm : - Khoảng cách trục : a = 166 mm - Môdun pháp tuyến : m= 2.5 - Chiều rộng bánh răng : b=80 mm - Tỉ số truyền : u =3,93 Số răng của cặp bánh ăn khớp :Z=27 ; Z=106 Hệ số dịch chỉnh : x = x= 0 - Đường kính vòng chia : d= 67,4 mm d= 264,6 mm - Đường kính vòng đỉnh : d.m= 67,4+2.(1+0-0 ).2,5=72,4mm d - Đường kính đáy răng : d d Lực tác dụng lên trục : - Lực vòng : F F - Lực hướng tâm : F = F= F B. Tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh 1. Chọn vật liệu : Bánh răng lớn làthép 45 thường hóa ,tra bảng (6.1)[I] ta được : HB =170 Bánh răng nhỏ là thép 45 thường hóa ,tra bảng (6.1)[I] ta được : HB=180 Công suất trên bánh răng nhỏ : P=5,662 Kw Tốc độ : n=1445 v/p Tỉ số truyền : u=3,93 Mômen xoắn : T =37420,1 N.mm Xác định ứng suất cho phép : Tra bảng (6.2)[I] ta được : và và của bánh nhỏ của bánh lớn Theo công thức (6.5)[I] : Theo công thức (6.7)[I] : Theo công thức (6.14)[I] sơ bộ xác định được : Theo công thức (6.2a)[I] : - Do bộ truyền một chiều nên - theo công thức (6.7)[I] : Ta cũng có Thay số vào (6.2a)[I] ta được : Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép : Ứng suất uốn quá tải cho phép : Xác định khoảng cách trục : Do là hộp đồng trục khai triển cấp nhanh, nên a 3. Các thông số ăn khớp : Môdun pháp tuyến :m=(0,01 ÷ 0,02 )a =1,66 ÷ 3,32 chọn theo tiêu chuẩn m=2,5 Chọn sơ bộ theo công thức (6.31) số răng nhỏ : Z chọn Z=26 Z chọn Z=102 Tính lai tỉ số truyền u= đường vòng lăn kính bánh nhỏ và bánh lớn là : Chiều dày bánh răng : chọn Do hộp đồng trục nên Chọn sơ bộ Tra bản (6.7)[I] ứng với sơ đồ 4[I] Sai số :% (chấp nhận được ). 4. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc : Theo công thức (6.33)[I]: - : hệ số xét đến ảnh hưởng của cơ tính vật liệu , tra bảng (6.5)[I] được: - Theo công thức (6.34)[I] : ( hìnhg dạng xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ) - Hệ số xét đến sự trùng khớp răng Theo công thức (6.37) : Lại có : - Hệ số tải trọng tĩnh về tiếp xúc : Tra bảng (6.7)[I] được Có : v= tra bảng (6.13)[I] được cấp chính xác là 8, tra bảng (6.14)[I] được Công thức (6.42)[I] : Thay số vào (6.33)[I] được : Xác địmh chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : v=5,103m/s>5m/s ( do chọn ). > Vậy thỏa mãn điều kiện tiếp xúc . 4. Kiểm nghiệm độ bền uốn : Công thức (6.43)[I] : - Tra bảng (6.7)[I] có tra bảng (6.14)[I] với cấp chính xác 8 được - Do - Có Số răng tương đương : chọn chọn Tra bảng (6.18)[I] được : m = 2,5 do gia công răng bằng phay nên do Theo công thức (6.2)[I] và (6.2)[I] : Thay các thông số vào (6.43)[I] ta được : Vậy thỏa mãn độ bền uốn . 6. Các thông số bộ truyền cấp nhanh : Khoảng cách trục : a=166 mm Môdun pháp tuyến : m=2,5 Chiều dày bánh răng : b=25 mm Tỉ số truyền :u= 3,93 Góc nghiêng =15,44 Số răng : Hệ số dịch chỉnh : x=x=0 Đường kính vòng chia : Đường kính vòng đỉnh : Đường kính đáy răng : 7. Các lực tác dụng : Lực vòng : Lực dọc trục: Lực hướng tâm : IV. Phần tính trục : Chọn vật liệu làm trục là thép 45 tôi cải thiện có giới hạn bền : Xác định sơ bộ đường kính các trục : Theo công thức (10.9)[I] đường kính trục thứ k : với do vật liệu là thép 45 nên chọn với công suất trục k vận tốc quay trục k Chọn sơ bộ : Xác định khoảng cánh giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực : - Tra bảng (10.2)[I] ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn : - chiều dày mayơ đĩa xích ,mayơ răng trụ được tính theo công thức (10.100[I]: ÷1,5) Trục 1 : Trục 2 : Trục 3 : chọn : Với trụ 1: Chọn : Với trục 2: Với trục 3 : 4. Tính và kiểm nghiệm trục 3 : Theo tính toán bộ truyền : Góc nghiêng với trục ox là: a. Tính các phản lực trên các gối đỡ : b. Tính các mômen : c. Xác định kích thước các đoạn trục : Tại tiết diện 1_1: ứng suất cho phép của thép chế tạo trục , Tra bảng ( 10.5)[I] Tại tiết diện 2_2 : Chọn theo tiêu chuẩn : (chọn) từ đó ta có sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu trục: ( Trang bên ! ) d. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi : Trục 3 có một then với d=60mm tra bảng(9.1)[I] chọn then với các thông số sau : b x h=18 x 11, t =7 ,l =63 mm Kiểm nghiệm độ bền của then : Trong đó : - đường kính trục :d=60 mm - Mômen xoắn trên trục :T=532565 N.mm - ứng suất dập cho phép : tra bảng (9.5)[I] -ứng suất cắt cho phép : Ứng suất dập : Ứng suất cắt : Vậy then đủ độ bền . Tại tiết diện 1_1: Theo công thức (10.19)[I] : s Với s= (10.20)[I] s (10.21)[I] :giới hạn mỏi uốn xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Do trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: với Trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu ký mạch động nên : là hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến đọ bền mỏi ,tra bảng (10.7)[I] : Theo công thức (10.25)[I] và (10.26)[I] : :hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, với R=2,5…0,63 ,tra bảng (10.8)[I] ta được :hệ số tăng bền bề mặt trục ,tra bảng (10.9)[I] (do không tăng bền ). ,:hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi ,tra bảng (10.10)[I] , với d =60 mm : và -hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn khi xoắn ,chon kiểu lắp trục là k6 ,tra bảng (10.11)[I] : Tra bảng (10.12)[I] ,dùng dao phay ngón : Chọn Thay vào (10.25)[I] và (10.26)[I] : Thay các thông số vào (10.20)[I] và (10.21)[I] : Tại tiết diện 2_2: Theo công thức (10.19)[I] : s Với s= (10.20)[I] s (10.21)[I] :giới hạn mỏi uốn xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Do trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: với Trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu ký mạch động nên : là hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ,tra bảng (10.7)[I] : Theo công thức (10.25)[I] và (10.26)[I] : :hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, với R=2,5…0,63 ,tra bảng (10.8)[I] ta được :hệ số tăng bền bề mặt trục ,tra bảng (10.9)[I] (do không tăng bền ). ,:hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi ,tra bảng (10.10)[I] , với d =60 mm : và -hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn khi xoắn ,chon kiểu lắp trục là k6 ,tra bảng (10.11)[I] : Tra bảng (10.12)[I] ,dùng dao phay ngón : Chọn Thay vào (10.25)[I] và (10.26)[I] : Thay các thông số vào (10.20)[I] và (10.21)[I] : Vậy trục 3 thỏa mãn yêu cầu về độ an toàn . 4. Tính và kiểm nghiệm trục 2: Theo tính toán trong hộp giảm tốc : bán kính bánh răng lớn :R= a. Tính các lực lên gối đỡ : b. Tính các mômen : c. Xác định đường kính các đoạn trục : Tại tiết diện 1_1 : Tại tiết diện 2_2 : chọn d=d=48 mm Theo tiêu chuẩn : d=40 mm d>d chọn d = 54 mm Vậy ta có sơ đồ lực ,mômen và kết cấu của trục 2 : (trang bên ) Kiểm tra trục về độ bền mỏi : Trục 3 có một then với d=48mm tra bảng(9.1)[I] chọn then với các thông số sau : b x h=14 x 9, t =5,5 ,l =45 mm Kiểm nghiệm độ bền của then : Trong đó : - đường kính trục :d=48 mm - Mômen xoắn trên trục :T=553493,62 N.mm - ứng suất dập cho phép : tra bảng (9.5)[I] -ứng suất cắt cho phép : Ứng suất dập : Ứng suất cắt : Vậy then đủ độ bền . Tại tiết diện 2_2: Theo công thức (10.19)[I] : s Với s= (10.20)[I] s (10.21)[I] :giới hạn mỏi uốn xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Do trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: với Trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu ký mạch động nên : là hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ,tra bảng (10.7)[I] : Theo công thức (10.25)[I] và (10.26)[I] : :hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, với R=2,5…0,63 ,tra bảng (10.8)[I] ta được :hệ số tăng bền bề mặt trục ,tra bảng (10.9)[I] (do không tăng bền ). ,:hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi ,tra bảng (10.10)[I] , với d =48 mm : và -hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn khi xoắn ,chon kiểu lắp trục là k6 ,tra bảng (10.11)[I] : Tra bảng (10.12)[I] ,dùng dao phay ngón : Chọn Thay vào (10.25)[I] và (10.26)[I] : Thay các thông số vào (10.20)[I] và (10.21)[I] : Vậy trục thỏa mãn điều kiện bền. Do tiết diện 1_1 có :d=dMM tiết diện 1_1 cũng đảm bảo điều kiện bền . 5. Tính và kiển nghiệm trục 1 : Các thông số Đã biết : F=1109,07N F=434,54N F=306,5N Lực nối khớp : F= (0,2÷0,3). Do T=37420,1N.mm=37,4201(N.m) Tra bảng (16.10a)(II) ta được kích thước của nối trục đàn hồi D=7mm F=(0,2÷0,3).÷ Chọn F=310N Tính các phản lực tại gối đỡ: Tính các mômen : Xác định đường kính các đoạn trục : Tại tiết diện 1_1 : tra bản (10.5)[I] có []= 50 Tại tiết diện 2_2 : chọn theo tiêu chuẩn : Vậy ta có sơ đồ trục ,biểu đồ mômen ,kích thước ,kết cấu trục : (trang bên ! ) d. kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi : Với đường kính chỗ lắp bánh răng có d=d=30mm ,tra bảng (9.1a)[I] ta chọn then: bxh= 8x7 , t=4 , l= 32mm Kiểm tra độ bền dập và độ bền cắt của then : theo công thức (9.1)[I] và (9.2)[I] ta có : Trong đó : - đường kính trục :d=30 mm - Mômen xoắn trên trục :T=37420,1 N.mm - ứng suất dập cho phép : tra bảng (9.5)[I] -ứng suất cắt cho phép : Ứng suất dập : Ứng suất cắt : Vậy then đủ độ bền . Tại tiết diện 1_1: Theo công thức (10.19)[I] : s Với s= (10.20)[I] s (10.21)[I] :giới hạn mỏi uốn xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Do trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: với Trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu ký mạch động nên : là hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến đọ bền mỏi ,tra bảng (10.7)[I] : Theo công thức (10.25)[I] và (10.26)[I] : :hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, với R=2,5…0,63 ,tra bảng (10.8)[I] ta được :hệ số tăng bền bề mặt trục ,tra bảng (10.9)[I] (do không tăng bền ). ,:hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi ,tra bảng (10.10)[I] , với d =30 mm : và -hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn khi xoắn ,chon kiểu lắp trục là k6 ,tra bảng (10.11)[I] : Tra bảng (10.12)[I] ,dùng dao phay ngón : Chọn Thay vào (10.25)[I] và (10.26)[I] : Thay các thông số vào (10.20)[I] và (10.21)[I] : Tại tiết diện 2_2 : s Với s= (10.20)[I] s (10.21)[I] :giới hạn mỏi uốn xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Do trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: với Trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu ký mạch động nên : là hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ,tra bảng (10.7)[I] : Theo công thức (10.25)[I] và (10.26)[I] : :hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, với R=2,5…0,63 ,tra b