Đồ án thiết kế trục vít bánh vít

Hà Nội, 62021 THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Phương án 5 Lực vòng trên băng tải 900kG Vận tốc băng tải 0 09 ms Đường kính trong D 380 mm Chiều rộng băng tải B 300mm Thời hạn phục vụ 5 năm Sai số vận tốc cho phép 4% LỜI NÓI ĐẦU Đây là thiết kế đầu tay của sinh viên khoa cơ khí đại học Giao Thông Vận Tải vì vậy hết sức phức tạp, đòi hỏi phải vận dụng tất cả kiến thức đã học từ vật liệu, nguyên lý máy, chi tiết máy, dung sai Cho nên không thể tránh khỏi.

LỜI NÓI ĐẦU

Đây là thiết kế đầu tay của sinh viên khoa cơ khí đại học Giao Thông Vận Tải vi vậy hết sức phức tạp, đòi hỏi phải vận dụng tất cả kiến thức đã học từ vật liệu, nguyên lý máy, chi tiết máy, dung sai…Cho nên không thể tránh khỏi những kho khăn, tuy nhiên sinh viên chúng em sẽ cố gắng để hoàn thành các việc sau đây:

PHẦN I – CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1 Xác định công suất động cơ….……….……

1 Xác định tỷ số truyền u t của hệ dẫn động theo công thức………….…5

2 Phân phối tỷ số truyền u t của hệ dẫn động theo công thức……….5

3 Xác định công suất , mômen và số vòng quay trên các trục………6

PHẦN II – TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY ………

8

A THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG………

8

răng……… 8

2 Xác định ứng suất cho phép ……… 8

3 Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)……… 11

4 Tính toán bộ truyền cấp chậm (bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng)16

C TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN ………28

2 Cố định trục theo phương dọc trục………

50 3 Che kín ổ lăn………50

E CẤU TẠO VỎ VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC………

51 1 Vỏ hộp và đường kính các bulong khác……….51

F BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC………53

1 Bôi trơn ổ lăn……….53

2 Bôi trơn bộ truyền bánh răng……… 53

……….LỜI KẾT………54

BÀI LÀM PHẦN I – CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1 Xác định công suất động cơ

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Trong đó: Pct – công suất cần thiết trên trục động cơ

Ptđ – công suất tính toán trên trục công tác

η – hiệu suất truyền động từ trục động cơ tới trục công tác

- Hiệu suất của bộ truyền theo công thức: η = η1.η2.η3… (Công thức 2.9 trang 18sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí”)

- Tra theo bảng 2.3 trang 18 sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” :

: hiệu suất bộ truyền xích

: hiệu suất 1 cặp bánh răng trụ răng thẳng được che kín

: hiệu suất 1 cặp ổ lăn

: hiệu suất bộ truyền trục vít – bánh vít không tự hãm (

: hiệu suất khớp nối

=> Hiệu suất của toàn bộ hệ thống :

- Từ đồ thị ta tính được: với t1=4h

với t2= 4h

Do tải trọng thay đổi nên công suất tương đương tính theo công thức 2.13 trang

20 sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí”

 Công suất cần thiết trên trục động cơ :

2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ

- Tỷ số truyền toàn bộ ut của hệ thống dẫn động được tính theo công thức 2.15:

trong đó: u1; u2; u3 là tỷ số truyền trong từng bộ truyền trong hệ thống dẫn động Tra bảng 2.4 ta chọn sơ bộ:

: tỷ số truyền bộ truyền trục vít – bánh răng 2 cấp: tỷ số truyền bộ truyền xích

=>

- Theo công thức 2.16 trang 21 sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí”

trong đó : V = 0,15 m/s : vận tốc băng tải

D =450 mm : đường kính tang trong

- Từ ut và ηlv ta xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ theo công thức 2.18:

- Vậy ta chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là nđb = 1000 vg/ph

3 Chọn động cơ

- Động cơ được chọn phải có công suất Pđc và số vòng quay đồng bộ thỏa mãn điềukiện sau:

1 Xác định tỷ số truyền ut của hệ dẫn động theo công thức

2 Phân phối tỷ số truyền ut của hệ dẫn động theo công thức

ut = un.uh

trong đó: un – tỷ số truyền của bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

uh – tỷ số truyền của hộp giảm tốc

- Dựa vào bảng 2.4 trang 14 sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí”, ta chọntrước un = ux = 3

=>

- Tỷ số truyền của hộp giảm tốc:

trong đó: utv – bv – tỷ số truyền trục vít – bánh vít

ubr – tỷ số truyền bánh răng trụ răng thẳng

- Để chọn ta dựa vào hình 3.24 trang 47 sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơkhí” Vì là cặp bánh răng thẳng nên ta chọn c = 2 Dựa vào , gióng lên ta có

(kW)

Số vòng quay :

(vg/ph) (vg/ph) (vg/ph)

Momen :

Từ các kết quả trên ta có bảng phân phối tỉ số truyền như sau :

Trục

Trục côngtácTỷ số truyền – u u = 1 utv – bv = 17 ubr = 4 ux = 3

T (N.mm)

Trên đây là phần thiết kế chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền của bài toán

PHẦN II – TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

Thông số đầu vào:

T3 = N.mm , P3 =

0,93 kW

n = 13,75 vg/ph

ux = 3

1 Chọn loại xích

- Chọn loại xích ống con lăn vì rẻ hơn xích răng và lại không yêu cầu bộ truyền

phải làm việc êm, không ồn

2 Xác định các thông số của bộ truyền xích

a. Chọn số răng đĩa xích

- Theo bảng 5.4 sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí”, với , chọn số răngđĩa xích nhỏ



b. Xác định bước xích

- Theo công thức 5.3, công suất tính toán:

trong đó: + P = 0,93 kW – công suất cần truyền

 k = 1.1.1,25.1,2.1,1.1 = 1,6 + – hệ số răng đĩa dẫn

- Theo công thức 5.14, số lần va đập của xích :

4 Xác định đường kính đĩa xích

- Đường kính vòng chia đĩa xích :

- Đường kính vòng đỉnh :

- Đường kính vòng chân :

trong đó: r = 0,5025.dl + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03

(dl = 15,88 theo bảng 5.2)

5 Kiểm nghiệm xích về độ bền

- Theo công thức 5.15, ta có hệ số an toàn :

trong đó:

+ Tải trọng phá hỏng Q = 113400 N

+ Hệ số chế độ tải trọng kđ = 1,7 (Tải trọng mở máy bằng 2 lần tải trọng danh nghĩa)

- Theo bảng 5.10 với n1 < 50 vg/ph, Vậy : bộ truyền xích đảm bảo độ bền

6 Kiểm nghiệm xích về độ bền tiếp xúc của đĩa xích

- Theo công thức 5.18 trang 85 sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” (T1)

trong đó:

+ - ứng suất tiếp xúc cho phép

+ – hệ số ảnh hưởng số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z (bảng trang 87)

+ – hệ số tải trọng động (tải trọng va đập)

+ – hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy (chọn 2 dãy)

+ (N) – lực va đập trên m dãy xích

+ MPa – modun đàn hồi

+ A = 306 mm2 – diện tích chiếu của bản lề (bảng 5.12 trang 87)

B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT – BÁNH VÍT

Thông số đầu vào:

- Theo bảng 7.1 trang 147[TL1], với m/s chọn đồng thanh không thiếc và đồng

thau để chế tạo bánh vít (Mác )

- Theo bảng 7.1 với dùng khuôn cát:

 Theo bảng 7.2 cặp với vật liệu thép tôi đạt độ rắn HRC45 làm trục vít,

2 Xác định ứng suất cho phép

a. Ứng suất tiếp xúc cho phép

trong đó: + – ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với 107 chu kì

(MPa) + – hệ số tuổi thọ

với: – số chu kì ứng suất tương đương

Vậy

=>

b. Ứng suất uốn cho phép

- Theo công thức 7.11 trang 149, đối với bánh vít làm bằng đồng thanh và bộ

truyền quay 1 chiều:

trong đó: + – ứng suất uốn cho phép ứng với 106 chu kì

Đối với trục vít được tôi, bộ truyền quay 1 chiều:

+ – hệ số tuổi thọ

với:



=>

c. Ứng suất cho phép khi quá tải

- Theo công thức 7.14 trang 149, đối với bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc:

=>

3 Tính thiết kế

Các thông số cơ bản của bộ truyền:

- Khoảng cách trục:

trong đó:

+ – số răng bánh vít

+ – hệ số tải trọng Chọn sơ bộ:

+ – hệ số đường kính trục vít Chọn sơ bộ:

Theo bảng 7.3, chọn q = 10

+ – momen xoắn trên trục bánh vít

+ – ứng suất tiếp xúc cho phép

Thỏa mãn điều kiện dịch chỉnh:

4 Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc

- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng bánh vít của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện:

+ Tính lại vận tốc trượt:

trong đó: 1) Góc vít con lăn:

2) Đường kính trục vít lăn:

Theo bảng 7.6, chọn cấp chính xác 9

+ Hệ số tải trọng:

trong đó: 1) – hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng

với: – hệ số biến dạng của trục vít, phụ thuộc vào và q

Theo bảng 7.5 trang 152 [TL1], chọn

– momen xoắn trung bình trên trục bánh vít

– momen xoắn lớn nhất trong các momen xoắn



2) – hệ số tải trọng động

Với cấp chính xác 9 và theo bảng 7.7 trang 153 [TL1], chọn

=>

- Vậy:

Đảm bảo độ bền tiếp xúc của bánh vít

5 Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn

- Ứng suất sinh ra tại chân bánh vít phải thỏa mãn điều kiện:

trong đó:

+ – modun pháp của bánh răng vít, là góc vít

+ – hệ số tải trọng

Với , 

+ – đường kính vòng chia bánh vít

(mm)+ – chiều rộng vành răng bánh vít

với (mm)

 Chọn

+ – hệ số dạng răng, tra theo số răng tương đương

Tra bảng 7.8 trang 154 [TL1], theo nội suy :

 x = 1,6235 =>

Đảm bảo độ bền uốn của bánh vít

6 Các thông cơ bản của bộ truyền

Đường kính ngoài b.vít d aM2 d aM2 d a2 + 1,5m = 144 + 1,5.4 = 150 (mm)

7 Tính nhiệt truyền động trục vít

trong đó:

+ – hệ số kể đến nhiệt sinh ra trong 1 đơn vị thời gian do làm việc ngắt quãng

+ – hệ số tỏa nhiệt Chọn

+ – hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy

+ – hệ số tỏa nhiệt của phần bề mặt hộp quạt

Với nq = 936 tra theo nội suy ta có:

+ – nhiệt độ môi trường xung quanh

+ – nhiệt độ ccao nhất cho phép của dầu

+ – hiệu suất của bộ truyền

Với , theo bảng 7.4 trang 152 [TL1] 

1 Lực tác dụng

- Theo công thức 10.2 trang 184 [TL1], ta có:

= 911,53 (N)

Thông số đầu vào:

1 Chọn vật liệu

+ Chọn vật liệu bánh nhỏ: Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn

HB = 241…285

+ Chọn vật liệu bánh lớn giống như vật liệu làm bánh nhỏ

HB = 192…240

2 Xác định ứng xuất cho phép (sơ bộ)

a. Ứng suất tiếp xúc cho phép

trong đó:

+ – hệ số xét đến đọp nhám của mặt răng làm việc

+ – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

+ – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Với bước tính sơ bộ lấy

+ - ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở

Với vật liệu đã chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn (HB 241…285)

Theo bảng 6.2 trang 94 [TL1], ta có:

Do bánh dẫn quay nhanh nên số chu kì chịu tải lớn dẫn đến mòn nhanh, theothuyết sức bền đều ta nhiệu luyện bánh dẫn có độ rắn lớn hơn bánh bị dẫn

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 265, độ rắn bánh lớn HB2 = 250

+ – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

Theo bảng 6.2 trang 94 [TL1], ta có:

+ – hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tảitrọng của bộ truyền

với: – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc

• c – số lần ăn khớp trong 1 vòng quay (c = 1)

• Tmax – momen xoắn lớn nhất

• Ti, ni, ti – lần lượt là momen xoắn, số vòng quay và số giờ làmviệc ở chế độ i của bánh răng đang xét

Do cơ tính vật liệu bánh dẫn tốt hơn vật liệu bánh bị dẫn => NHE1 > NHE2

Vậy ta chỉ cần xác định NHE2 :

Do đường cong mỏi từ sau số chu kì thay đổi ứng suất có dạng gần đúng là mộtđường thẳng song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúckhông thay đổi Vì vậy ta lấy để tính, do đó

Vậy:

Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép là:

b. Ứng suất uốn cho phép

trong đó:

+ – hệ số xét đến đọp nhám của mặt lượn chân răng

+ – hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

+ – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng tới độ bền uốn

Với bước tính sơ bộ lấy

+ – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải bộ truyền quay 1 chiều

+ - ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

Với vật liệu đã chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn (HB 241…285)

Theo bảng 6.2 trang 94 [TL1], ta có:

 Ứng suất uốn cho phép:

+ – hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của

bộ truyền

với: – bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn

độ rắn mặt răng HB 350, ta có

– chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

– số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

trong đó:

• c – số lần ăn khớp trong 1 vòng quay (c = 1)

• Tmax – momen xoắn lớn nhất

• Ti, ni, ti – lần lượt là momen xoắn, số vòng quay và số giờ làmviệc ở chế độ i của bánh răng đang xét

Do cơ tính vật liệu bánh dẫn tốt hơn vật liệu bánh bị dẫn => NFE1 > NFE2

Ứng suất uốn quá tải cho phép là:

3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

trong đó:

+ – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

Theo bảng 6.5 trang 96 [TL1], ứng với cặp vật liệu của cặp bánh răng (thép-thép)

và loại răng thẳng ta có:

+ – momen xoắn trên trục bánh chủ động (N.mm)

+

+ – hệ số quan hệ giữa chiều rộng vành răng bw và khoảng cách trục aw

Theo bảng 6.6 trang 97 [TL1], ứng với vị trí bánh răng đối với các cặp ổ trong hộp giảm tốc không đối xứng và độ rắn mặt răng làm việc H1 và H2 350HB, chọn + – hệ số xét đến không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

b) Xác định số răng và tỷ số truyền thực:

- Tổng số răng Zt:

- Số răng bánh nhỏ Z1:

Chọn số răng bánh nhỏ: Z 1 = 29 (răng)

- Số răng bánh lớn: Z 2 = Z t – Z 1 =142 – 29 = 113 (răng)

- Vậy tỷ số truyền thực là: ut = Z2/Z1 = 113/29 = 3,9

 Sai số tỷ số truyền là:

với , bộ truyền đảm bảo

5 Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền tiếp xúc

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện:

1) – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

với: – góc profin răng

– góc nghiêng răng

- góc profin gốc xác định theo TCVN 1065 – 71

 =>

2) – góc ăn khớp

với: a – khoảng cách trục chia

Do bánh răng trụ răng thẳng nên khoảng cách trục chia: a = aw = 213 mm



+ – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

trong đó: – hệ số trùng khớp ngang

trong đó:

1) – hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp khi tính về tiếp xúc Với bánh răng thẳng

2) – hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

Theo bảng 6.7 trang 97 [TL1], ứng với và sơ đồ 5 tra theo nội suy:

3) – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về tiếp xúc

– vận tốc của bánh răng (m/s)

Với v = 0,25 m/s, chọn cấp chính xác 9

– hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Theo bảng 6.15 trang 107 [TL1], với độ rắn mặt răng bánh bị động HB2 350HB, răng thẳng và có vát đầu răng, chọn

– hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2

Với m = 3 và cấp chính xác 9, chọn

Vậy:

+ – ứng suất tiếp xúc cho phép (tính chính xác)

• Với v = 0,26 m/s < 5 m/s và độ rắn mặt răng HB 350HB, ta có:

• Với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8 Khi đócần gia công bề mặt đạt độ nhám Ra = 2,5…1,25, ta có:

• Với , ta có

+ – momen xoắn trên trục bánh chủ động

+ – tỷ số truyền thực của bộ truyền

- Vậy:

, đảm bảo điều kiện về độ bền tiếp xúc.

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

- Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép (theo công thức (6.43), (6.44)):

– hệ số dạng răng của bánh 2

Số răng tương đương được xác định:

Do đây là bánh răng trụ răng thẳng  ;

Tra bảng 6.18 trang 109 [TL1], ứng với hệ số dịch chỉnh x = 0 và

+ – hệ số tải trọng khi tính về uốn

– vận tốc của bánh răng (m/s)

– hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Theo bảng 6.15 trang 107 [TL1], với độ rắn mặt răng bánh bị động HB2 350HB, răng thẳng và có vát đầu răng, chọn

– hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2 Với m = 3 và cấp chính xác 9, chọn

Vậy:

+ – đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm)

+ – bề rộng vành răng bánh chủ động (mm)

+ - ứng suất uốn cho phép trên bánh răng 1 (MPa) (Tính chính xác)

Với m = 3 (mm), hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất được xác định:

YS = 1,08 0,0695.ln(3) = 1,004 Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Thường bánh răng phay thì YR = 1

Đường kính đỉnh răng => KxF = 1

+ - ứng suất uốn cho phép trên bánh răng 2 (MPa) (Tính chính xác)

Với m = 3 (mm), hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất được xác định:

YS = 1,08 0,0695.ln(3) = 1,004 Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Thường bánh răng phay thì YR = 1

Đường kính đỉnh răng => KxF = 1

+ – momen xoắn trên trục bánh chủ động

Vậy răng đảm bảo về độ bền uốn.

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

- Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy, hoặc có sự cố bấtthường…) Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cực đại với hệ số quá tải:

trong đó:

+ – momen xoắn quá tải (N.mm)

+ – momen mở máy (N.mm)

+ – momen xoắn danh nghĩa (N.mm)

- Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép:

- Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại tại mặt lượn chân răng không được vượt quá giá trị cho phép:

Vậy bộ truyền đảm bảo về quá tải

* Từ các kết quả tính toán trên ta có bảng các thông số của bộ truyền:

Góc nghiêng của răng

aTV + da1/2 = 88 + 48/2 =112 (mm) < Df4/2 = 331,2/2 = 165,6 (mm)

Hng = Da4/2 – (aTV + df1/2) = 341/2 – (88 + 30,4/2) = 67,3 (mm)

=> Vậy điều kiện bôi trơn được thỏa mãn

PHẦN III – TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ Ổ LĂN

A TÍNH SƠ BỘ TRỤC VÀ CHỌN SƠ BỘ Ổ

1) Tính toán khớp nối

1 Chọn khớp nối

- Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục

Ta chọn khớp nối theo điều kiện sau:

trong đó:

+ – đường kính trục cần nối:

+ – momen xoắn tính toán:

với: - hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy Tra bảng 16.1 trang 58 [TL2], ta lấy k = 1,8

– momen xoắn danh nghĩa trên trục

- Tra bảng 16.10b trang 68 [TL2] với điều kiện:

ta được các thông số khớp nối sau:

- Tra bảng 16.10b trang 69 [TL2] với :

2 Kiểm nghiệm khớp nối

a. Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi

trong đó: – ứng suất dập cho phép của vòng cao su Ta lấy

=> Ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi:

b. Điều kiện bền chốt

trong đó: – ứng suất dập cho phép của chốt Ta lấy

=> Ứng suất sinh ra trên chốt:

3 Lực tác dụng lên trục

- Ta có: Fkn = (0,1 0,3).Ft, lấy Fkn = 0,2.Ft

trong đó:

4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi

T (Nm) d D d m L l d 1 D 0 Z n max B B 1 l 1 D 3 l 2

2) Tính sơ bộ trục và chọn ổ lăn

1 Chọn vật liệu

- Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có , ứng suất xoắn cho phép

2 Tính sơ bộ đường kính trục

- Với trục 1 là trục vào của hộp giảm tốc

Đường kính trục được xác định:

Trục 1 được lắp với trục động cơ qua khớp nối

Theo bảng P1.7 trang 242 [TL1] đường kính trục động cơ dđc = 24 mm