Luận văn Chi tiết máy

Luận văn tốt nghiệp Đề tài: Chi tiết máy MỤC LỤC A. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I . Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện và chọn động cơ điện: - Công suất cần thiết được xác định theo công thức: P= Trong đó: Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ(kW). P là công suất tính toán trên trục máy công tác (kW). h là hiệu suất truyền động. - Hiệu suất truyền động: h = hol2. hbr. hd htghk … Trong đó: hol=0,97: là hiệu suất của một cặp ổ lăn. hbr=0,97: hiệu suất của 1 bộ truyền bánh răng hd=0,95 là hiệu suất của bộ truyền đai htg=0,8 là hiệu suất của ổ tang hk=0,98 là hiệu suất của nối trục Thay số: h = 0,972.0,97. 0,95. 0,8 .0,98 = 0,67 tính Pt : Trường hợp tảI trọng không đổi Pt = Plv +Xác định Plv : khi tính sơ bộ ta bỏ qua ma sát ở puli. F =3000(N) Vd =1,3 (m/s) Plv = (kw) Þ Pct = = 5,82(kw) Xác định số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện. nlv ==88,72(v/p) Theo bảng 2- 4 Trang 21/ tập 1, ta chọn sơ bộ - Tỉ số truyền bánh răng 1 cấp : u = 4 -Bộ truyền đai thang: iđ = 4 - Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n = n. ut =nlv .u.iđ =88,72.4.4 = 1 419,52 Trong đó: n là số vòng quay đồng bộ n là số vòng quay của trục máy công tác ở đây là trục tang u là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống - Thay số n = 1419,52 (v/p) ; chọn n = 1500(v / p) - Chọn quy cách động cơ: Động cơ được chọn phải thoả mãn ba điều kiện sau: Pđc>Pct.; nđc» nsb; . Theo bảng phụ lục p1.2/1/ sách tt thiết kế CTM với Pct=5,65 (KW) và nđb=1500 v/hp ta chọn được động cơ có : Ký hiệu Dk52 – 4 Công suất động cơ Pđc=7 kw Vận tốc quay ndc=1440 Tỷ số = 1,5 So với điều kiện trên ta có: Pđc=7> Pct=5,82 nđc = 1440 » nsb = 1419,52 [v/ph]. = 1,5 > 1 II. Xác định tỉ số truyền động U của toàn bộ hệ thống và phân phối tỷ số truyền cho từng bộ truyền của hệ thống dẫn động , lập bảng công suất , mô men xoắn , số vòng quay trên các trục: - Xác định tỷ số truyền u của hệ thống dẫn động ut = Trong đó: n là số vòng quay của động cơ. n là số vòng quay của trục tang. Thay số ut == 16,23 - Phân phối tỷ số truyền của hệ dẫn động u cho các bộ truyền u=u.u Chọn un theo tiêu chuẩn u= 4 u== 4,06 Đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp với uh = 4,06 - Xác định công suất, mô men và số vòng quay trên các trục: Dựa vào sơ đồ dẫn động ta có : +Trục I Với Pct = 5,82 kw P= P. n1 =ndc/ud = 1440/4= 360(v/p) +Trục II P n - Dựa vào kết quả tính toán ở trên ta có bảng sau: Trục Thông số Động cơ 1 2 Công suất P 5,82 5,36 5,05 Tỷ số truyền U 2,02 4,06 Số vòng quay n 1440 360 88,9 Mô men xoắn T(Nmm) 1,42.105 5,05.105 B. THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN. I. Chọn vật liệu: - Với đặc tính của động cơ cùng với yêu cầu bài ra và quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế nên ta chọn vật liệu hai cấp bánh răng như nhau . Theo bảng 6-1 chọn Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện có HB = 241®285 lấy giá trị HB =245 ; ; Bánh lớn : Để tăng khả năng chạy mòn nhiệt luyện với độ rắn mặt răng nhỏ hơn từ 10®15HB nên ta chọn thép 45 tôi cải thiện có HB = 192®240 lấy giá trị HB =230 ; 750Mpa ; 450Mpa II. Xác định ứng suất cho phép: - Theo bảng 6-2 với thép 45 tôi cải thiện thì : ; ; ; - Chọn độ rắn bánh nhỏ HB=245 ; độ rắn bánh lớn HB=230 - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc Theo 6-5 N thay số N ; N - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn N với tất cả các loại thép - Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh : NHE = NFE = 60.C.n. t Trong đó : c là số lần ăn khớp trong 1vòng quay. n là số vòng quay trong một phút. tlà tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét. Thay số NHE2 = 60.1.721,8.88,9.14000 = 8,83.107 >NHO2 lấy KHL2=1 Tương tự NHE1>NHO1 Þ KHL1 =1 NHE3>NHO3 Þ KHL3 =1 NHE4>NHO4 Þ KHL4 =1 Áp dụng công thức 6-1a tập 1 : Sơ bộ xác định chọn : Zr.ZV.Kxh =1 ; ; ; -Tính NFE =60.C.n.tI NFE2 = >NFO Þ KFL2 = 1 Tương tự ta có : KFL1 = KFL3 = KFL4 = 1 Theo 6-2a Sơ bộ xác định được -Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải III. Tính bộ truyền bánh răng 1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục a Trong đó K là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng Tra bảng 6-5 tập 1 được k T1 Mô men xoắn trên trục bánh chủ động T1 = 1,42.105 Nmm Theo bảng 6-6 chọn Theo bảng 6-7 sơ đồ 3 =1,03 Thay vào trên aw 2. Xác định thông số ăn khớp , mô đun Theo 6-17 m = theo bảng tiêu chuẩn 6-8 chọn m = 3 - Xác định số răng bánh nhỏ : b = 0 Theo công thức 6-19 tập 1 Lấy tròn Z1 =26 răng Theo 6-20 Z2 =u2.Z1 = 4.06.26 = 105,56 làm tròn Z2 = 106 răng Tính lại khoảng cánh trục : Chọn aw =200 Tỷ số truyền thực u Kiểm tra lại : Þ thoả mãn đk TST 3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo 6-33 tập 1 Trong đó : Z là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu tra bảng 6-5 được Z Z hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc Z Do đó Zlà hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được tính theo công thức (6.36). Z với dw1=2.aw/(u +1) = 2.200/(106/26+1) = 78,8 mm K là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K Trong đó K là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6-7 tập 1 K là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp Theo bảng (6.13) .Chọn cấp chính xác chính xác 8 theo 6.14 K=1 K là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp K với Vận tốc vòng V= Tra bảng 6-15 ; 6-16 tập 1 Thay vào 6-33 Xác định chính xác ứng suất cho phép : Theo 6-1 = 481,8.0,89.0,95.1 = 407,4 Mpa Cấp chính xác động học là 8 chọn mức chinh xác tiếp xúc là 8 Khi đó gia công đạt độ nhám R .Zv = 0,85.v0,1 = 0,89 Đường kính đỉnh răng d Như vạy với aw =190 Þ sh <[sH] = 407,4 Thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc 4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo 6-43 Trong đó: T1 Mô men xoắn trên bánh chủ động T1 = 1,42.105(N.mm) m Mô đun m=3 (mm) b Chiều rộng vành răng b dw1 Đường kính vòng lăn bánh chủ động dw1= 78,8 mm Y Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y với hệ số trùng khớp ngang Y Hệ số kể đến dộ nghiêng của răng do Y Hệ số dạng răng của bánh 1và bánh 2 Ta có Zv1=Z1 = 26 ,Zv2=Z2=106 Tra bảng 6-18 được K Hệ số tải trọng khi tính về uốn K Trong đó: KFb = 1,252 . Tra bảng 6-7 với =0,83 KFa = 1,27 tra bảng 6.14 KFV = 1 + với Trong đó: ; ; g0=56 ®KFV=1+ KF=1,1.1,252.1,27= 1,75 Thay vào 6.43 ta có Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép : [s]’ = [s]tk.YR.YS.KXF YR =1 ; YS =1,08- 0,0695ln(2,5) = 1,016 KXF =1 vì d < 400mm [s]1 = 176,41.1,002.1= 180,3 (Mpa) [s]2 = 165,6.1,1.1,002 = 169,2(Mpa) Như vậy độ bền uốn thoả mãn 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải Theo 6.48 Kqt= 6. Các thông số và kích thước bộ truyền. Khoảng cách trục aw=200 mm Mô đun pháp m=32,5 mm Chiều rộng vành răng bw=60 mm Tỉ số truyền um=4,06 Góc nghiêng của răng b = 0 Số răng bánh răng Z1=26; Z2=106 Hệ số dịch chỉnh X1= 0; Z2= 0 Đường kính vòng chia d1=78 mm; d2= 318mm Đường kính đỉnh răng da1=84 mm; da2=324mm Đường kính đáy răng df1=70,5mm;df2=316,5 mm Đường kính lăn dw1=2.200/(4,06+1)=79,05 dw1=321 mm V.Tính toán truyền động đai. Theo đầu đề thiết kế cơ cấu máy , bộ truyền dẫn động từ động cơ đến hộp giảm tốc là truyền động đai thang do đó ta phải tính toán thiết kế bộ truyền đai thang. 1. chọn loại đai và tiết diện đai . Dựa theo đặc điểm công suất của cơ cấu, Pct = 5,82 (KW), và số vòng quay bánh đai nhỏ là n = 1440 ( vg/ph ) ta chọn loai đai hình thang thường À Các thông số của đai thường loại À: bt = 11 (mm), b = 13(mm), h = 8 (mm), yo = 2,8 (mm) Hình 1. đai hình thang thường. Diện tích tiết diện đai A = 81 (mm2), đường kính bánh đai nhỏ d1 = 100¸200 (mm), Chiều dài đai l = 560 ¸ 4000 (mm) 2. Xác định các thông số của bộ truyền. 2.1. Đường kính bánh đai nhỏ. Chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 theo bảng 4.13 trang 59 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, chọn d1 = 100 (mm). Xác định vận tốc đai từ đường kính bánh đai d1. (m/s) (5-1) trong đó: n1 – là số vòng quay của động cơ, n1 = ndc = 1440 (v/ph) do đó (5-1) Û 7,536(m/s) Đường kính bánh đai lớn d2 được tính từ đường kính bánh đai nhỏ d1 theo công thức: d2 = d1.u.(1-e) (5-2) ở đây: u = 4, e - là hệ số trượt, chọn e = 0,01 d2 = 100.4.(1- 0,01) = 396 (mm) lấy d2 theo dãy tiêu chuẩn d2 = 400 (mm), từ các giá trị d2, d1 đã tính được suy ra tỉ số truyền u theo (5-2): 4,04 sai lệch giữa tỉ số truyền mới và tỉ số truyền cũ là rất nhỏ Þ có thể giữ nguyên các thông số đã chọn. Số vòng quay thực tế của bánh đai lớn là: 356,4 (v/ph) 2.2. Khoảng cách trục a. Khoảng cách trục a được chọn theo bảng 4.14 trang 60 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 dựa vào tỉ số truyền u và d2. Theo bảng 4.14 với u » 4 Þ a/d2 = 0,95 Þ a = 0,95.d2 = 380 (mm) Kiểm tra trị số a đã tính ở trên theo điều kiện: Vậy khoảng cách trục đã chọn thoả mãn điều kiện đề ra 2.3. Chiều dài đai. Chiều dài đai l được xác định theo a từ công thức: (5-3) = 1604,21 (mm) Chọn l = 1600 (mm) theo tiêu chuẩn trong bảng 4.13. Kiểm nghiệm giá trị l đã tính được ở công thức (5-3) theo điều kiện về tuổi thọ của đai. Vậy đai thoả mãn điều kiện về tuổi thọ. Từ chiều dài đai l = 1600 (mm) tính chính xác lại khoảng cách trục a theo công thức: (5-4) Trong đó: 815 = 150 thay các giá trị này vào công thức (5-4), ta được: 378(mm) 2.4. Góc ôm (a1). Góc ôm a1 trên bánh đai nhỏ được xác định theo công thức: 135° a1 thoả mãn điều kiện a1 > 120° 3. XÁC ĐỊNH SỐ ĐAI . Số đai z được tính theo công thức: (5-5) trong đó: P1 – là công suất trên trục bánh đai chủ động, P1 = 5,82 (KW) [P0] - là công suất cho phép, tra bảng 4.19 trang 62 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 ta được [P0] = 1,85 (KW). Kd – là hệ số tải trọng động, theo bảng 4.7 trang 55 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 ® Kd = 1,1. Ca - là hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm a1, tra bảng 4.15 trang 61 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 ® Ca = 0,875 với a1 = 135°. Cl –là hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, với tỉ số l/l0 = 1600/1320 = 1,2 ® theo bảng 4.16 cho giá trị Cl = 1,04. Cu – là hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, theo bảng 4.17 trang 61 ta có Cu = 1,14. Cz – là hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, tra bảng 4.18 với z’ =. Cz = 0,95 Thay các giá trị vừa tra được vào công thức (5-5): 3,51 Þ lấy z = 4 từ số đai z = 4, xác định chiều rộng bánh đai theo công thức: B = (z-1).t + 2.e Với t = 15, e= 10 (theo bảng 4.21 trang 63 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1) Þ B = (2-1).15 + 2.10= 35 (mm) Đường kính ngoài của bánh đai. da = d + 2.h0 = 100 + 2.3,3 = 106,6 (mm) 4. XÁC ĐỊNH LỰC CĂNG BAN ĐẦU VÀ LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC. Lực căng trên một đai F0 được tính theo công thức: (5-6) Fv – là lực căng do lực ly tâm sinh ra, điều chỉnh định kì lực căng. Fv = qm. v2 (5-7) Trong đó: qm – là khối lượng một mét chiều dài đai, tra bảng 4.22 trang 64 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 ® qm = 0,105 (kg/m) (5-7)Û Fv = 0,105. (7,536)2 = 5,96 (N) thay các số liệu vào công thức (5-6), ta có: = 195,28 (N) lực tác dụng lên trục: Fr = 2.F0.z.sin(a1/2) = 2.195,28.4.sin(135/2) = 1 443,3 (N) Sau khi đã xác định được các kích thước của bộ truyền ta liệt kê các giá trị này trên bảng 4. Bảng 4. Các thông số và kích thước của bộ truyền. Thông số Công thức tính hoặc bảng Giá trị Tiết diện đai Kí hiệu đai À đường kính bánh đai nhỏ bảng 4.13 100 (mm) đường kính bánh đai lớn d2 = d1.u.(1 - e) 396 (mm) Vận tốc đai v = p.d1. n1 /60000 7,536 (m/s) Trị số tiêu chuẩn của d2 bảng 4.21 400 (mm) Tỉ số truyền thực tế u = d2/d1.(1 - e) 4,04 Sai lệch tỉ số truyền Du = ((ut - u)/u).100% 1% Khoảng cách trục sơ bộ a = 0,95. d2 380 (mm) Khoảng cách trục chính xác a = 378 (mm) Chiều dài tính toán l = 2a+p.(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a 1604,2(mm) Chiều dài tiêu chuẩn Bảng 4.13 1600(mm) Số vòng chạy của đai i = v/l 4,7(1/s) Góc ôm trên bánh đai nhỏ a1 = 180° - (d2 – d1).57°/a 135° Các hệ số Kd tra bảng 4.7 1,1 Ca tra bảng 4.15 0,875 Cl tra bảng 4.16 1,04 Cu tra bảng 4.17 1,14 Cz tra bảng 4.18 0,99 Công suất cho phép [P0] tra bảng 4.19 1,85(KW) Số đai cần thiết z = P1.Kd/([P0].Ca.Cl.Cu.Cz) 3,51 Số đai chọn Chọn theo số nguyên 2 Chiều rộng bánh đai B = (z-1).t + 2.e 35(mm) đường kính ngoài bánh đai da1 = d1 + 2.h0 106,6 (mm) da2 = d2 + 2.h0 406,6 (mm) Lực căng ban đầu F0 = 780.P1.Kd/(v.Ca.z) + Fv 195,28 (N) Lực tác dụng lên trục Fr = 2.F0.z.sin(a1/2) 1443,3(N) C. THIẾT KẾ TRỤC I . Chọn vật liệu Trục là bộ phận quan trọng trong hộp giảm tốc có tác dụng truyền chuyển động quay giữa các bánh răng ăn khớp .Đồng thời , trục còn tiếp nhận đồng thời cả mômem uốn và mô men xoắn . Do những yêu cầu và đặc điểm trên nên ngoài thiết kế đạt độ chính xác hình học cao . Trục còn phảI đảm bảo về độ cứng vững, độ bền mỏi, độ ổn định dao động Vì vậy, để đảm bảo yêu cầu làm việc trên , yêu cầu người thiết kế chọn vật liệu chế tạo hợp lý , giá thành rẻ , dễ gia công . từ đó ta chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có : sb = 600 Mpa [t] = 15 - 30 (Mpa) Xác định sơ bộ đường kính trục và khoảng cách gối trục . dK= . Trong đó: dk- Đường kính trục thứ k. [t]- Mômen xoắn cho phép chọn [t] = 17 Mpa. Tk- Mômen xoắn trên trục thứ k. TI= 1.42.105 [N.mm]. TII= 5,05.105 [N.mm]. Þdsb1 = = = 34,70[mm]. Þdsb2 = = = 52,96 [mm] . Vậy ta chọn : dsb1= 35 [mm] . chọn : dsb2= 55 [mm]. tra bảng 10.2/1/ ta được chiều rộng các ổ: bo1= 21mm, bo2= 29mm, xác định chiều rộng các may ơ. + chiều rộng may ơ bánh đai : lm12= (1,2..1,5).dsb1 = (1,2..1,5).35 [mm] Chọn lm22 = lm23 = 45 [mm]. + chiều rộng may ơ bánh răng : lm13= (1,2..1,5).dsb1 = (1,2..1,5).35 [mm] Chọn lm22 = lm23 = 45 [mm]. lm22= (1,2..1,5).dsb2 = (1,2..1,5).55 [mm]. Chọn lm22 = 70 [mm]. + Chiều rộng may ơ nửa khớp nối, ở đây chọn nối trục vòng đàn hồi nên ta có: lm23= (1,4..2,5).dsb2= (1,4...2,5).55 [mm]. Chọn lm 23 = 80 [mm] Xác định chiều dài giữa các ổ. Ta có : k1 –khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp ,hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay .Tra bảng 10.3/1/ chọn k1 = 12 [mm]. k2 – khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp . Tra bảng 10.3/1/ được k2 = 10 [mm]. k3- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến lắp ổ, .Tra bảng 10.3/1/ được k3 = 15 [mm]. h- Chiều cao lắp ổ và đầu bulông, tra bảng 10.3/1/ lấy hn = 15 [mm] . - Xác định chiều dài giữa các ổ +Trục 1 l trong đó b là chiều rộng ổ b lc12 là khoảng cách công xôn l Trong đó l Chiều dài may ơ của bánh răng côn trên trục 1 lm13 = 45 mm theo trên b01 = 21 mm l11= 2l13 = 110 mm -Trục II. IV.xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục Chọn hệ trục toạ độ xyz: Bỏ qua ma sát giữa các răng , bỏ qua trọng lượng bản thân và các chi tiết lắp trên trục thì lực tác dụng lên bộ truyền gồm 3 lực Lực vòng có phương tiếp tuyến với vòng lăn ,chiều ngược với chiều Lực hướng tâm F có phương hướng kính ,chiều hướng về tâm mỗi bánh a.Lực tác dụng lên bộ truyền đai Frd =896,4 (N) ç Fx12÷ = çFtd cos60÷ =448,2 N ç Fy12÷ = ç-Ftd sin60÷ =776,3 N b. Lực tác dụng lên bộ truyền cấp nhanh F b.Lực tác dụng lên bộ truyền cấp chậm Ft3= F F Phương chiều của các lực được xác định như trên sơ đồ hình I : Hình I a. Trục 1 - dựa vào sơ đồ hình vẽ II để xác định phản lực tại các gối tựa 0 và 1 SX = 0 Þ - FX10 + Ft – Fx11 = 0 SMoy = 0 Þ –Ft1.l13 + Fx11.l11 =0 Fx10 = 1934,6 (N) FX11 = 894 (N) SY = 0 Þ FY12 +Fr + Fy10 –Fy11 = 0 SM0x = 0 Þ Fy11.l11 – Fr l13 + F12.l11= 0 Fy10 = 987,8 (N) Fy11 = 119,3(N) Biểu đồ mô men MX : Mx11 = 0 Mx13 = Fx13 .(l11 – l13) = 136335 (N.mm) Mx10 = 0 Mx3 = FZ13.dm1/2 = 5478,8 (N.mm) tt Hình II Biểu đồ mô men MY. MY11 = 0 (N.mm) MY13 = FY13.(-l13 + l11) = 18193,3 (N.mm) MY10 = FY12.l12 =-46190 (N.mm) Vị trí bánh đai MY12 = 0 (N.mm) Biểu đồ mô men xoắn T : T13 = Ft1.d13/2 = 99001 (N.mm) -Tính mô men uốn tổng M và mô men tương đương Mtại các tiết diện thứ j trên chiều dài trục theo công thức : MJ = ; Mtđj = Thay số : -Tính đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức : trong đó : là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục , tra bảng 10-5 lấy d10 = 30 mm lấy d11 = 30 mm lấy d12 = 25 mm lấy d13 = 35 mm b. Trục II. Dựa vào sơ đồ hình vẽ để xác định phản lực tại các gối tựa Hình III SX = 0 Þ FX21 – Ft3 + Ft2 – FX20 = 0 SMoy = 0 Þ Fy21.l21 + Ft3.l23 + Ft2.l22 =0 FX21 = 6381,1 (N) FX20 = 4471 (N) SY = 0 Þ Fr3 - Fr2 – FY21 +FY20 = 0 SM0x = 0 Þ Fr2.l22 – Fr3 l23 – FY21.l21 – MY = 0 FY21 = 1600(N) FY20 =492,1 (N) Biểu đồ mô men MX : Mx2 = -FX20.l22 =-4471.70,5 = -315205,5 (N.mm) Mô men Mx tại mặt cắt 2. Mx3 = -FX21.(l21 –l23) = -6381,4 (223 – 152,5) =-449888,7 (N.mm) Mô men Mx tại mặt cắt ổ . Mx =0(N.mm) Biểu đồ mô men mY . MY22 = FY20.l22 = 492 . 70,5 = 34686(N.mm) MY23 = FY21.(l21 - l23 ) = 1600 .70,5 = 112800(N.mm) mô men mY tại ổ MY = 0 Biểu đồ mô men xoắnT . TZ23 = FX23.dm3/2 = 80213,8 . 50,35= 403998,33 (N.mm) TZ20 = FX22.dm2/2 = -424290(N.mm) Tính mô men uốn tổng MJ và mô men tương đương MtđJ tại các tiết diện j trên chiều dài trục . M20 = 0 Þ Mtđ20 = 0 M23 == 463810(N.mm) Þ Mtđ23 = 580974 (N.mm) M22 = = 31708(N.mm) Þ Mtđ23 = =580974 (N.mm) M21 = 0 Þ Mtđ21 = 0 Þ đường kính trục tại các tiết diện : d20 = 0 d22 = d23 = d21 = 0 Xuất phát từ yêu cầu công nghệ ta chọn : d20 = 45 (mm) d22 = 50 (mm) d23 = 50 (mm) d21 = 45 (mm) III. Tính mối ghép then . - Then là một tiết máy tiêu chuẩn ta có thể chọn và tính then theo đường kính trục và chiều dài may ơ . Vì các trục trong đồ án này đều nằm trong hộp giảm tốc nên ta dùng then bằng Để đảm bảo tính công nghệ ta chọn then giống nhau trên cùng một trục *Trục 1 +Với d12 = 25 (mm) tra bảng 9-1a tập 1 có b = 8(mm) ; h= 7(mm) ; t1 = 4 mm; Chiều dài then lt =(0,8..0,9 )lm12 = (0,8…0,9). (1,2…1,5)d lấy lt = 33,75 mm Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt ; t Trong đó ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 tập1 ứng suất cắt cho phép Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng rung động nhẹ thì Thay vào Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn +Với d13 = 35 (mm) tra bảng 9-1a tập 1 có b = 10(mm) ; h= 8(mm) ; t1 = 5 mm ; Chiều dài then lt =(0,8..0,9 )lm13 = (0,8…0,9). (1,2…1,5)d lấy lt = 47,25mm Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt ; t Trong đó ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 tập1 ứng suất cắt cho phép Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng rung động nhẹ thì Thay vào Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn *Trục 2 Với d22 = 50 (mm) tra bảng 9-1a tập 1 có b =14(mm) ; h= 9(mm) ; t1 =5,5 mm ; Chiều dài then l1 =(0,8..0,9 )lm12 = (0,8…0,9). (1,2…1,5)d lấy l1 = 67,5mm Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt ; t Trong đó ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 tập1 ứng suất cắt cho phép Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng rung động nhẹ thì Thay vào Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn Với d tra bảng 9-1a có b=14mm ; h =9mm ; t Chiều dài Với Vậy trục 2 thỏa mãn điều kiện bền dập và uốn *Trục 3 Với d32 =70 mm tra bảng 9-1a tập 1 có b=20 mm ; h =12 mm ; t1 = 7,5mm ; Chiều dài lt = ( 0,8…0,9)lm32 lấy lt =94,5 (mm) Với Với d33 =60 mm tra bảng 9-1a tập 1 có b=18 mm ; h =11 mm ; t1 = 7mm ; Chiều dài lt = ( 0,8…0,9)lm33 lấy lt = 81(mm) Với Vậy then trên trục 3 thỏa mãn điều kiện bền dập và uốn IV. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 1-Kiểm nghiệm truc I. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau. Sj = ³ [s]. Với : [s]- Hệ số an toàn cho phép