Đồ án Thiết kế hộp giảm tốc đồng trục bánh răng trụ răng thẳng

Đối với nhiều ngành trong trường Đại Học Bách Khoa, sau khi học xong phần lý thuyếtsinh viên sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn học. Đối với môn học Chi Tiết Máy cũng vậy. Thiết kế chi tiết máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ sở tính toán và thiết kế các bộ truyền động cơ Cơ khí cũng như các chi tiết máy. Đây là đề tài thiết kế chính xác đầu tiên đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí chế tạo máy. Nhiệm vụ chung là thiết kế hệ thống dẫn động từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành. Đề tài:”Thiết kế hộp giảm tốc đồng trục bánh răng trụ răng thẳng” có các ưu điểm là bộ truyền cho phép giảm chiều dài hộp , trọng lượng hộp be. Nhược điểm chính của hộp giảm tốc đông trục là khả năng chịu tải trọng của cấp nhanh chưadùng hết ; khó bố trí kết cấu chung ; khó bôi trơn bộ phận ổ ở giữa hộp ; khoảng cách giữa các gối đỡ trục trung gian lớn do đó phải tăng đường kính trục . Khi thiết kế đồ án Chi Tiết Máy sinh viên lần đầu tiên bắt tay vào một công việc rất mới mẽ cần phải vận dụng nhiều kiến thức và lý thuyết để giải quyết các vấn đề có liên quan đến thực tế. Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầu tay, tuy còn mang nặng tính lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu sắc về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán. Trong đồ án vấn đề sai sót là không thể tránh khỏi, kính mong quý thầy cô tận tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm, những khúc mắc còn tồn tại và có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện các đề tài sau này. Em xin chân thành cảm ơn qúy thầy. Đà Nẵng, ngày 10 tháng 02 năm 2005 Sinh viên thiết kế Hoàng Minh Thiện Phần I : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN & PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Chọn động cơ điện: Để chon động cơ điện ta tính công suất cần thiết. Gọi Nct : Công suất cần thiết . N : Công suất trên bang tải.
: hiệu suất truyền chung. Ta có:

Trong đó: (1 = 0,96 - Hiệu suất bộ truyền đai (2 = 0,97 - Hiệu suất bộ truyền bánh răng (3 = 0,99 - Hiệu suất của mỗi cặp ổ lăn (4 = 1 - Hiệu suất khớp nối ( ( = 0,96.0,972.0,994.1 = 0,868 Công suất cần thiết là:
Ta cần chọn động cơ có công suất lớn hơn Nct. Tra bảng (2P/322/TkCTM) ta chọn động cơ điện che kín có quạt gió loại AO2-42-4 có : Nđc = 5,5 KW ; nđc = 1450 
2.Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền động chung:
nt : số vòng quay bang tải
( ic =
x. Mà ic = ing . ih = iđ. inh. ich Với inh là tỷ số truyền củabộ truyền cấp nhanh ich là tỷ số truyền của bộ truyền cấp chậm Ta chọn iđ = 2 => ih =
=
=> ich=inh=
=3,2 + Tính công suất ,mômen và số vòng quay trêncác trục 1)Số vòng quay: +trục động cơ: nđc = 1450 v/p +trục I:
+trục II
+trục III
2.Tính cốnguất trên các trục
+Trục động cơ: Ndc=5,04kw
+Trục I NI=Nct.
đ.
ol =5,04.0,96.0,99=4,79 kw +Trục II NII=NI
br
ol =4,79.0,97.0,99 = 4,6 kw +Trục III NIII=NII
br
ol =4,6.0,97.0,99 =4,42 kw 3.Mômen xoắn trên các trục: +Trục động cơ (x =
+Trục I (x1 =
+Trục II (x2 =
+Trục III (x3 =
Bảng kết quả tính:  Trục động cơ  I  II  III   I  Iđ = 2  Inh=3,2  Ich=3,2  3,6   n(v/p)  1450  725  227  71   N(Kw)  5,04  4,79  4,6  4,42   PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN A. BỘ TRUYỀN NGOÀI ĐAI DẸT I.Giới thiệu +Truyền động đai là truyền ma sát giữa đai và bánh đai.Ưu điểm của bộ truyền đai là làm việc êm không ồn,thích hợp với vận tốc lớn.Đai không làm việc được trong môi trường ẩm ướt. +Chọn loại đai: Ta chọn loại đai dẹt vật liệu là vải cao su đây là loai có sức bền,tính đàn hồi cao ít chịu ảnh hưởng của độ ẩm nhiệt độ ,vận tổc truyền cao . II.Các bước thiết kế bộ truyền đai +Giai đoạn 1:Nghiên cứu các yêu cầu của bộ truyền Ta thiêt kế bộ truyền đai dẹt để dẩn truyền công suất từ động cơ đến trục của hộp giảm tốc, với tỷ số truyền của đai là iđ=2 số vòng quay trục dẩn là ndc = 1450 v/p Trục bị dẩn là n=725 v/p Đai làm việc trong môi trường khô , nhiệt độ trung bình,vận tốc khá lớn.Ta sẻ thiết kế bộ truyền đai theo hai phương án sau đó chọn một phương án hợp lí nhất +Giai đoạn II: Xác định các thông số hinh học của đai
1. Xác định đường kính bánh đai Ta có sơ đồ động với A là khoảng cách trục ; D1 , D2 là đường kính bánh đai nhỏ và bánh đai lớn ;
,
là góc ôm báng nhỏ và bánh lớn . A =
(s1CT5-2T83) a.Đường kính bánh đai nhỏ: Theo công thức: D1=(1100 ÷1300)
( CT(5-6)/84/TkCTM) Với N1-công suất trục dẩn , KW n1 -số vòng quay trong một phút của trục dẩn bằng số vòng quay của động cơ Phương án 1:chọn D1=1100
=1100.

Lấy D1 theo tiêu chuẩn : D1 = 180 mm Phương án2:chọn D1=1300
=1300
=196,9mm Lấy D1 = 200mm Kiểm tra vận tốc theo điều kiện :v=


((5-7)/84/TkCTM ) Ta có PA1:v=
m/s PA2:v=
Cả hai phương án đều thỏa mản Ta có: D2 =i.D1 PA1 D2 =2. 180=360 mm PA2 D2 =2.200 =400mm Tính số vòng quay trục n2 =
chọn
=0,01 PA1 n2 =
v/p PA 2: n2 =

100
= 0,97
< 3
b.Xác định chiều dài đai Ta có Lmim=
(S1 CT(5-9) T85) umax là số vòng chạy lớn nhất trong một giây của đai umax = (3
5) chọn umax=4 Lmin=
( PA1) Lmin=
( PA2) Thay Lvà D1,D2 vàocông thức A được: PA1 : A1=
PA2 : A1=
+Kiểm tra điều kiện A
2(D1+D2) (S1 CT(5-10)T86) PA1:1281,47>2(180+360)=1080mm PA2:1422,75>2(200+400)=1200mm Thỏa mản +Kiểm tra theo điều kiện góc ôm PA1:
(S1 CT(5-11)T86)
PA2:
cả hai đều thoả mãn Tính lại L L=
(S1 CT5-1 T83) PA1: L =
PA2:L=
C . Xác định tiết diện đai Chiều đày đai Chiều dày đai
chọn theo tỷ số


(S1 CT5-12 T86) Ta có:


( PA1)
(PA2) Để xác định chiều rộng đai ta xác định theo điều kiện bền mòn b
(S1 CT5-13 T86) Trong đó [ ôp]o = 2,25 N/mm2 theo bảng (5-5)/89/TkCTM ( Ứng với o = 1,8 N/mm2
ct : hệ số xét đén ảnh hương chế độ tải trọng câ : hệ số xét đén ảnh hương góc ôm cv hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc cb hệ số xét đén sự bố trí của bộ truyền Theo Theo(I1 B5-7,5-8,5-6T90,89)ta có ct=0,8 câ=0,97, cv=0,95 cb=1 PA1 b
PA2 b
Ta chọn b theo bảng (5-4) /88/TkCTM PA1 : b = 50mm PA2 : b = 45mm 4.chiều rộng B của bánh đai : B=1,1b+( 10
)(S1 CT,5-14T91) PA1 B=1,1.50+10 = 65mm lấy B=70mm PA2 B=1,1.45+10 =59,5mm lấy B=60mm +Xác định lực căng đai : S0=
(S1 CT,5-16 T91) PA1 S0=1,8.4,5 .50 = 405N PA2 S0=1,8.5.45=405 N Lực tác dụng lên trục : R=3S0.sin
(S1 CT5-17T91) R1=3.405.sin
=1212N R2=3.405sin
=1212N Giai đoạn III: qua hai phương án thiết kế ta thấy cả hai phương án đều thoả mản tuy nhiên ta phải chọn phương án 1 vì phương án này làm bộ truyền đai có kích thước nhỏ gọn .Vậy ta đã thiết kế bộ truyền đai với các thông số hình học
B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC Trong hộp giảm tốc có hai cặp bánh răng ăn khớp, các hộp đồng trục và giống nhau, do đó ta chỉ cần tính cho cấp chậm rồi áp dung vào cho cả cặp cấp nhanh (vì cấp chạm chịu mô men xoắn lớn hơn). Bộ truyền cấp chậm . chọn vật liệu và cách nhiệt luyện . + Bánh nhỏ: Thép 40XH , Tôi cải thiện .Tra bảng 6-1 (TTTKHTDĐCK) được cơ tính. Giới hạn bền kéo: (b = 850 [N/mm2] Giới hạn chảy : (ch = 600 [N/mm2] Độ cứng : HB = 300 + Bánh lớn: Tra bảng 6-1 (TTTKHTDĐCK chọn thép 40X , Tôi cải thiện . Cơ tính: Giới hạn bền kéo: (b = 950 [N/mm2] Giới hạn chảy : (ch = 700 [N/mm2] Độ cứng : HB = 280 2. Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn a) Ứng suất tiếp xúc cho phép + xác định ứng suất tiếp xúc cho phép Ta có:
tx=
N0tx.K, N (S1 CT3-1T38) với K,=
(S1CT3-2 T42) trong đó N0 :số chu kỳ cơ sở đường cong mỏi tiếp xúc với N0=107 Ntđ:số chu kỳtương đương Ntđ=60u

N1= 60.(13 .0,5+0,6 30,5).219.6.310.18 =26,7.107 Ta thấy N1>N0 N2=
> No = 107 Do đó K,=1 nên
tx=
N0tx Theo(S1 B3-9 T43) có
tx=2,6HB
tx1=2,6.300=780

tx2=2,6.280=728
b.Xác định ứng suất uốn cho phép Khi bánh răng làm việc 1 chiều
(S1 CT3-5T42)

,n hệ số an toàn n=1,5 ,K

hệ số tập trung ứng suất chân răng lấy K
=1,8 K,,hệ số chu kỳ ứng suất uốn K,,=
(S1CT3-7 T44) Ntd=60u

N1=60.1.[
0,5.16 + 0,66.0,5] .227.4,5.340.20=21,8.107 N2 =
N1,N2 > N0 nên K,,=1 Do đó


3. Sơ bộ lấy hệ số tải trọng: Ksb = 1,3 4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: (A = 0,45 5. Tính khoảng cách trục theo công thức:

Lấy A = 142[mm] Trong công thức trên: N = 4,6 [KW] - Công suất trên trục dẫn K = 1,3 - Hệ số tải trọng 6. Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác để chế tạo bánh răng.
theo(S1B3-11 T44) Ta chọn cấp chính xác 9 7. Xác định hệ số tải trọng K và khoảng cách trục. * Hệ số tải trọng K được tính theo công thức: K = Ktt.Kđ Trong đó: Ktt = 1,22 - Hệ số tải trọng Kđ - Hệ số tải trọng động, chọn theo cấp chính xác, vận tốc vòng và độ rắn bề mặt răng. Giả sử
Với cấp chính xác 9 và độ cứng ( 350 và vận tốc vòng < 1 [m/s] Tra bảng 3-14 ta được: Kđ = 1,1 ( K = 1,22.1,1 = 1,342 Sai số (K = ( K - K sb( = 1,342 - 1,3 = 0,042 , sai số là 3,13% < 5% Lấy A = 142 mm . 8. Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng + Mô đun được chọn theo khoảng cách trục A mn =(0,01 ( 0,02)A = (0,01 ( 0,02).142= (1,42 ÷ 2,84 )mm Chọn m = mn = 2mm + Số răng bánh dẫn: Z1 =
răng. + Số răng bánh bị dẫn: Z2 = i.Z1 = 3,2.34=109 răng. + Chiều rộng bánh răng: b = 0,45. 142=63,9 với bánh nhỏ ta lấy b =64mm vơi bánh răng lớn ta lấy b2= 56mm 9. Kiểm nghiệm ứng suất bền uốn của răng: eKiểm nghiệm sức bền uốn của răng. (u =
<[(]u1 N/mm2 với bánh nhỏta có,n=227v/p N=4,6kw,b=64 Để tính y ta tính Ztd vì bánh răng trụ răng thẳng nên do đó ta có y1=0,451 với bánh lớn có n=71 v/p ; y2=0,517(S1B3-18T52) N= 4,42 ; b=65 (u1 =
N/mm2 (u2=
N/mm2 Vậy : (u1
< [(]u1 (u2
< [(]u2 Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bền uốn. g.Các thông số hình học của bộ truyền: + Môđun: mn = 2 mm + Số răng: Z1 = 34 ; Z2 = 109 + Goc ăn khớp: ( = 20o + Chiều rộng răng: b1 = 64mm b2=56mm + Khoảng cách trục: A =143mm + Đường kính vòng chia (vòng lăn): d1 = mn . Z1 = 2 . 34= 68 mm d2 = mn . Z2 = 2 . 109 = 218mm + Đường kính vòng đỉnh: De1 = d1 + 2.mn =68 + 2.2 = 72 mm De2 = d2 + 2.mn = 218+ 2.2 = 222mm + Đường kính vòng chân răng: Di1 = d1 - 2.mn = 68 - 2.2 = 63 mm Di2 = d2 - 2.mn = 218 -2.2=213mm 12. Tính lực tác dụng lên trục: + Lực vòng:
P1 =
N P2 = 
N + Lực hướng tâm: Pr = Ptaâ Pr1 = 5692 . tg20 = 2072 N Pr2 = 5454tg20 =1985 N B.thiết kế bộ truyền cấp nhanh. 1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện+ Bánh nhỏ: Thép 40XH , Tôi cải thiện .Tra bảng 6-1 (TTTKHTDĐCK) được cơ tính. Giới hạn bền kéo: (b = 850 [N/mm2] Giới hạn chảy : (ch = 600 [N/mm2] Độ cứng : HB = 300 + Bánh lớn: Tra bảng 6-1 (TTTKHTDĐCK chọn thép 40X , Tôi cải thiện . Cơ tính: Giới hạn bền kéo: (b = 950 [N/mm2] Giới hạn chảy : (ch = 700 [N/mm2] Độ cứng : HB = 280 2. Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn a) Ứng suất tiếp xúc cho phép + xác định ứng suất tiếp xúc cho phép a) Ứng suất tiếp xúc cho phép + xác định ứng suất tiếp xúc cho phép Ta có:
tx=
N0tx.K, N (S1 CT3-1T38) với K,=
(S1CT3-2 T42) trong đó N0 :số chu kỳ cơ sở đường cong mỏi tiếp xúc với N0=107 Ntđ:số chu kỳtương đương Ntđ=60u

N1= 60.(13 .0,5+0,6 30,5).725.4,5.340.20 =80,9.107 Ta thấy N1>N0 N2=
> No = 107 Do đó K,=1 nên
tx=
N0tx Theo(S1 B3-9 T43) có
tx=2,6HB
tx1=2,6.300=780

tx2=2,6.280=728
b.Xác định ứng suất uốn cho phép Khi bánh răng làm việc 1 chiều
(S1 CT3-5T42)

,n hệ số an toàn n=1,5 ,K

hệ số tập trung ứng suất chân răng lấy K
=1,8 K,,hệ số chu kỳ ứng suất uốn K,,=
(S1CT3-7 T44) N0 :số chu kỳ cơ sở đường cong mỏi tiếp xúc với N0=107 Ntđ:số chu kỳtương đương Ntd=60u

N1=60.1.[
0,5.16 + 0,66.0,5] .725.4,5.340.20=69,6.107 N2 =
N1,N2 > N0 nên K,,=1 Do đó


3. Sơ bộ lấy hệ số tải trọng: Ksb = 1,3 4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: (A = 0,45 5 . khoảng cách trục Do hộp giảm tốc đồng trục , nên ta lấy Anh = Ach =142 mm 6. Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác để chế tạo bánh răng.
theo(S1B3-11 T46) Ta chọn cấp chính xác 9 8. Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng + Mô đun được chọn theo khoảng cách trục A mn =(0,01 ( 0,02)A = (0,01 ( 0,02).142= (1,42 ÷ 2,84 )mm Chọn m = mn = 2mm + Số răng bánh dẫn: Z1 =
răng. + Số răng bánh bị dẫn: Z2 = i.Z1 = 3,2.34=109 răng. + Chiều rộng bánh răng: b = 0,45. 142=63,9 với bánh nhỏ ta lấy b =64mm vơi bánh răng lớn ta lấy b2= 56mm 9. Kiểm nghiệm ứng suất bền uốn của răng: (u =
<[(]u1 N/mm2 với bánh nho ta có,n = 725 v/p N=4,79kw,b=64 Để tính y ta tính Ztd vì bánh răng trụ răng thẳng nên do đó ta có y1=0,451 với bánh lớn có n=277 v/p ; y2=0,517(S1B3-18T52) N= 4,6 ; b=65 (u1 =
N/mm2 (u2=
N/mm2 Vậy : (u1
< [(]u1 (u2
< [(]u2 Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bền uốn. . g.Các thông số hình học của bộ truyền: + Môđun: mn = 2 mm + Số răng: Z1 = 34 ; Z2 = 109 + Goc ăn khớp: ( = 20o + Chiều rộng răng: b1 = 64mm b2=56mm + Khoảng cách trục: A =143mm + Đường kính vòng chia (vòng lăn): d1 = mn . Z1 = 2 . 34= 68 mm d2 = mn . Z2 = 2 . 109 = 218mm + Đường kính vòng đỉnh: De1 = d1 + 2.mn =68 + 2.2 = 72 mm De2 = d2 + 2.mn = 218+ 2.2 = 222mm + Đường kính vòng chân răng: Di1 = d1 - 2.mn = 68 - 2,5.2 = 63 mm Di2 = d2 - 2.mn = 218 -2,5.2=213mm 12. Tính lực tác dụng lên trục: + Lực vòng:
P1 =
N P2 = 
N + Lực hướng tâm: Pr = Ptaâ Pr1 = 1856 . tg20 = 676 N Pr2 = 1775 . tg20 = 646 N Phần III: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN Thiết kế trục: 1. Chọn vật liệu
2. Tính sức bền trục: a) Tính sơ bộ: Đường kính sơ bộ của trục được tính theo công thức
Trong đó: d - đường kính trục N - Công suất truyền [KW] N - số vòng quay trong một phút của trục C = 120 - hệ số, tính phụ thuộc vào [(]x + Trục I: N = 3,68 [KW] n = 960 [vg/ph] (
+ Trục II: N =3,29 [KW] n = 180 [vg/ph] (
+ Trục III: N = 3,16 [KW] n =60 [vg/ph] (
Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng tiếp theo ta có thể lấy d2 = 30 [mm] Tra bảng 14P (TKCTM - Nxb GD) chọn được ổ bi đỡ cỡ trung có chiều rộng B = 19 [mm] b) Tính gần đúng: Để tính gần đúng ta xét tác dụng đồng thời của các mô men uốn lẫn mô men xoắn đến sức bền của trục. Trị số mô men xoắn đã biết, chỉ cần tính trị só mô men uốn. Để tính kích thước chiều dài của trục chọn các kích thước sau: + Khoảng cách từ mặt bên của chi tiết quay đến thành trong của hộp giảm tốc a = 10 [mm]; + Khoảng cách giữa hai đầu trục I và III: C = 10 [mm] + Khoảng cách từ mặt bên của chi tiết quay đến thành trong của hộp giảm tốc l2 = 10 [mm] + Chiều dày nắp: l3 = 30 [mm] + Khoảng cách từ mặt bên của chi tiết quay ngoài hộp đến ổ: l4 = 8 [mm] + Chiều dày của các phần mayơ lắp với trục được tính theo chiều dày của đĩa xích hoặc nối trục đàn hồi. * Tính các giá trị khác:


lII1 = lI1 = 55,5 [mm]
lII2 = lI2 + lIII1 + C + B = 53,5 + 56,5 + 10 + 19 = 139 [mm] lIII2 = lII3 = 58,5 [mm]
lII3
Sơ đồ phân tích lực

Có: P1 = 1595 [N] lI1= 53,5 [mm] Pr1 = 590 [N] lI2= 55,5 [mm] [N] d1=78[mm] (đường kính vòng lăn) Tính phản lực ở các gối trục:
RAy = Pr1 - RBy = 590-293,8=296.1 [N]
RAx = P1 - RBx = 1595-782,8 = 812,13 [N] Tính mô men uốn ở tiết diện chịu tải lớn n-n:
Tính đường kính trục ở tiết diện chịu tải lớn n-n: Mô men tương đương
Lấy [(] = 48 [N/mm2] (TKCTM - Nxb GD)
Lấy dI = 32[mm] Vì trục có rãnh then nên đường kính trục lấy lớn hơn so với tính toán. Trục II:
Có: P2 = 1595[N] P3 =4451[N] lII1= 59 [mm] Pr2 = 590[N] Pr3 = 1620[N] lII2= 128[mm] Tính phản lực ở các gối trục:

RCy = Pr3 + Pr2 - RDy = 590+1620-835,1 =1374,8 [N]
RCx = -P2 + P3 + RDx = -1595+215,9+4451 = 3071,9 [N] Tính mô men uốn ở tiết diện nguy hiểm Mô men uốn tổng cộng:
Ở tiết diện e-e:
Ở tiết diện i-i:
Tính đường kính trục ở các tiết diện nguy hiểm tính theo công thức:
Lấy [(] = 48 [N/mm2] (TKCTM - Nxb GD) Mô men tương đương Mtđ:
Ở tiết diện e-e:

Ở tiết diện i-i:

Vì trục có rãnh then để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến nên đường kính trục lấy lớn hơn so với tính toán. de-e = 40 [mm]; di-i = 37 [mm] Đường kính lắp ổ lăn (35mm. Trục III: Biểu đồ nội lực trang bên Các thông số: P4 = 4451 [N]; lIII1 = 56,5 [mm] Pr4 = 1620 [N]; lIII2 = 58,5 [mm] lIII1 = 61,5 [mm] Vì trục 3 nối với khớp nối nên ta phải chọn khớp nối .Ta chọn loại khớp nối vòng đàn hồi Ta chọn khớp nối sơ bộ theo(I1B9-11T234)tacó số liệu sau :D=170mm ,d0=36mm,l=112mm, Tính lực khớp nối tác dụng lên trục ta có Pk=
(D0=D-d0-10=124) Tính phản lực ở các gối trục
REy = Pr4 + RFy = 1620+824 = 2444 [N]

REx = PK+ P4 - RFx = 8112,2+4451-2414 = 6708 [N] Tính mô men uốn ở tiết diện nguy hiểm: Ở tiết diện n-n:
Ở tiết diện m-m:

Tính đường kính trục ở các tiết diện nguy hiểm tính theo công thức:
Lấy [(] = 48[N/mm2] Mô men tương đương Mtđ:
Ở tiết diện n-n:

Ở tiết diện m-m:

Vì trục có rãnh then để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến nên đường kính trục lấy lớn hơn so với tính toán. dn-n = 38 [mm]; dm-m = 45 [mm] đường kínhlắp ổ lăn d=40 c) Tính chính xác trục (Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn) Hệ số an toàn được tính theo công thức
(I1CT7-5T120) n( - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp
Vì trục quay nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng (a = (max = (min =
; (m = 0
n( - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp
Bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kỳ mạch động. (a = (min =
; (-1 - giới hạn mỏi uốn (-1 = 0,45.(b = 0,45.600 = 270 [N/mm2] (trục làm bằng thép 45 nên có (b = 600 [N/mm2] (-1 - giới hạn mỏi xoắn (-1 = 0,25.(b = 0,25.600 = 150 [N/mm2] (( và (( - hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi Với thép cacbon trung bình có thể lấy (( =0,1; (( = 1 ( - hệ số tăng bền: Ở đây không dùng các biện pháp tăng bền nên lấy ( = 1 (( và (( - hệ số kích thước: xét ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi ( tra bảng 7-4). k( và k( - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn va xoắn [n] - hệ số an toàn cho phép: trong điều kiện làm việc bình thường lấy [n] = 2 vì trục III là trục chịu tải lớn nhất nên ta chỉ tính chính xác cho trục III * tai tiếp diện m-m d=45 Chọn hệ số k( , k( , (( và (( Theo(S1B7-4T120) (( = 0,83 (( = 0,71 Theo(S1B7-8T120) tập trung cho rãnh then k( = 1,63 k( = 1,5 Tỷ số:

w=
w0=
vì trục làm việc một chiều và ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động Mu= 216447 Mx= 502966,7



Hệ số an toàn
II. Kết cấu trục