Thiết kế hộp số giảm tốc 2 cấp (trục vít bánh răng)

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ DẪN ĐỘNG I.Xác định công suất cần thiết, Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện, Chọn quy cách động cơ.1. Xác định công suất động cơ……………………………………………………62. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ……………………………………..63. Chọn quy cách động cơ………………………………………………………...7II. Xác định tỷ số truyền động Ut của toàn hệ thống và phân phối tỷ số truyền 1.Xác định tỷ số truyền Ut của hệ thống dẫn động………………………………7 2.Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động Ut cho các bộ truyền……………………..7 3.Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục……………………8 PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 1.Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:1.1. Chọn vật liệu và xác định các ứng suất cho phép……………………….111.2. Tính toán thiết kế các thông số của bộ truyền…………………………..131.3. Tính kiểm nghiệm của bộ truyền………………………………………..15 1.4. Các thông số và kích thước bộ truyền ………………………………….19 2. Thiết kế bộ truyền bánh vít trục vít: 2.1. Chọn vật liệu và xác định các ứng suất cho phép………………………20 2.1. Tính toán thiết kế các thông số của bộ truyền………………………….22 2.3. Tính kiểm nghiệm của bộ truyền……………………………………….23 2.4. Các thông số và kích thước bộ truyền …………………………………26 3. Kiểm tra sai số vận tốc……………………………………………………..27 PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI ĐỒ ÁN MÔN HỌC

BỘ MÔM : THIẾT KẾ MÁY

ĐỀ SỐ VI

THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Họ tên SV: LỚP:………

Ngày giao đề:

Ngày nộp bài:

GV hướng dẫn:

KHỐI LƯỢNG THIẾT KẾ

- Một bảng thuyết minh khoảng 30 - 40 trang, khổ giấy A4

- Một bảng vẽ lắp hộp giảm tốc, khổ A0

- Một hoặc hai bản vẽ tách chi tiết , khổ A3

Mục Lục

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ DẪN ĐỘNG

I.Xác định công suất cần thiết, Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện, Chọn

quy cách động cơ.

1 Xác định công suất động cơ………6

2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ……… 6

3 Chọn quy cách động cơ……… 7

II Xác định tỷ số truyền động Ut của toàn hệ thống và phân phối tỷ số truyền 1.Xác định tỷ số truyền Ut của hệ thống dẫn động………7

2.Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động Ut cho các bộ truyền……… 7

3.Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục………8

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 1.Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: 1.1 Chọn vật liệu và xác định các ứng suất cho phép……….11

1.2 Tính toán thiết kế các thông số của bộ truyền……… 13

1.3 Tính kiểm nghiệm của bộ truyền……… 15

1.4 Các thông số và kích thước bộ truyền ……….19

2 Thiết kế bộ truyền bánh vít trục vít: 2.1 Chọn vật liệu và xác định các ứng suất cho phép………20

2.1 Tính toán thiết kế các thông số của bộ truyền……….22

2.3 Tính kiểm nghiệm của bộ truyền……….23

2.4 Các thông số và kích thước bộ truyền ………26

3 Kiểm tra sai số vận tốc……… 27

PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 1 Tính thiết kế trục 1.1 Chọn vật liệu và tính sơ bộ đường kính trục……….28

1.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực………29

2 Tính chính xác trục theo hệ số an toàn

2.1 Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền cho trục I………32 2.2 Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền cho trục II……… 39 2.3 Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền cho trục III……… 46

3 Tính mối ghép then

3.1 Kiểm nghiệm then đối với trục I……… 53 3.2 Kiểm nghiệm then đối với trục II……….54 3.3 Kiểm nghiệm then đối với trục III………55

4 Thiết kế ổ lăn

4.1 Tính chọn ổ lăn cho trục I………57 4.2 Tính chọn ổ lăn cho trục II……… 59 4.3 Tính chọn ổ lăn cho trục III……… 62

PHẦN IV: KẾT CẤU VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ

1 Thiết kế các kích thước vỏ hộp………65

2 Một số kết cấu khác……… 67

PHẦN IV: TÍNH DUNG SAI TRỤC

LỜI NÓI ĐẦU

Trong hoạt động kỹ thuật, thiết kế máy là một quá trình sáng tạo để tạo ra một loại

máy mới hoặc cải tiến từ các loại máy, chi tiết đã có, đòi hỏi người thiết ké phải nắm vững những kiến thức lý thuyết và biết chắt lọc từ những kinh nghiệm thực tế để có thể đưa ra phương án, phương pháp thiết kế tối ưu nhất cho ý tưởng của mình về loại máy, chi tiết mà mình định thiết kế

Một loại máy được thiết kế, chế tạo phải đáp ứng được những yêu cầu kỹ thuật, chủ yếu là: độ bền, độ cứng, khả năng chịu mỏi…, đồng thời cũng phải đảm bảo chi phí sản xuất cho sản phẩm phù hợp, tức là thoả mãn tính kinh tế Trong công cuộc phát triển đất nước hiện nay, để có một nền sản xuất tiên tiến thì không thể thiếu sự trợ giúpcủa máy móc, và hiện nay từ nền sản xuất lớn đến nền sản xuất nhỏ hầu như đều có sự trợ giúp của máy móc, đây là quá trình tất yếu của sự phát triển Và trong quá trình

khai thác, sử dụng các máy móc không tránh khỏi những loại hỏng hóc do nguyên

nhân chủ quan lẫn khách quan tác động đến Do vậy, trong quá trình thiết kế, người kỹ

sư phải tính toán sao cho một máy mới được chế tạo ra phải đạt được tính an toàn cao nhất cho máy đó Điều đó sẽ giảm bớt nhiều cho chi phí sửa chữa, thay thế các chi tiết máy hoặc phải thay thế cả máy đó Do đó, việc thiết kế trạm dẫn động xích tải cũng phải đáp ứng được các tính kỹ thuật, tính kinh tế, đảm bảo máy hoạt động đạt được hiệu suất cao nhất, sự an toàn tối đa cho máy và cho người sử dụng

Thiết kế chi tiết máy là môn học đầu tiên nhằm cung cấp những kiến thức căn bản

nhất cho sinh viên ngành cơ khí để thiết kế một loại máycơ khí nào đó Việc mắc phảinhững lỗi, thiếu sót trong bài thiết kế này là không tránh khỏi Kính mong các nhà

giáo, và bạn đọc có những ý kiến phê bình, sự góp ý để bài thiết kế sẽ được hoàn thiện hơn

Em xin chân thành cảm ơn thầy Văn Quốc Hữu đã giúp đỡ, hướng dẫn để bài thiết kế của em được hoàn chỉnh

PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ DẪN ĐỘNG

I Xác định công suất cần thiết, Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện, Chọn quy cách động cơ.

1 Xác định công suất động cơ :

1 Công suất bộ phận công tác là băng tải:

P t=F t V

1000= 3350.0,81000 = 2,68 (KW)

2 Hiệu suất chung hệ thống truyền động:  = ol3.br.tv kn2

Trong đó:

br = 0,97 : Hiệu suất bánh răng

ol = 0,99 : Hiệu suất một cặp ổ lăn

tv = 0,82 : Hiệu suất bộ truyền trục vít

kn = 1 : Hiệu suất của nối trục

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

-Tỷ số truyền toàn bộ Uch của hệ thống dẫn động được xác định:

Uch = Uhộp số (hộp số 2 cấp bánh răng-trục vít).

Dựa vào bảng 2.4 trang 21 ta có thể chọn Uch = (6090)

Từ Uch và nbt ta có thể tính số vòng quay sơ bộ của động cơ như sau:

nsb = nbt.Uch =37,27.(6090) = (2236,23354,3) (v/ph)

Trong đó: nsb: Là số vòng quay sơ bộ.

nbt: Là số vòng quay của trục máy công tác

Uch: Là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống

=> Ta chọn nsb= 3000 (v/ph)

3 Chọn quy cách động cơ:

Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện:

PđcPct ; nđc nsbđồng thời mômen mở máy phải thoả mãn điều kiện:

T T T T 

Mà Tmm / T = 1,4

Theo bảng P1.3 phụ lục ta chọn như sau:

Kiểu động cơ Công suất

(KW)

Vận tốc quay(v/ph)

bt Là số vòng quay của băng tải

2 Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động u tcho các bộ truyền

ut=uh=77,27 (v/ph)

Đây là hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng-trục vít ut = 77,27

Mà uh=u1.u2 (*) trong đó : u1 - tỉ số truyền bộ truyền cấp nhanh

u2 - tỉ số truyền bộ truyền cấp chậm

uh – tỉ số truyền của hộp giảm tốc

- Đối với hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng – trục vít :







;  Hiệu suất bộ truyền trục vít

Có thể chọn c = c2.θ λ= 0,95 ;  0,8 thay vào công thức (**) ta được :

2 u12(u1+1)−0,953.0,8.77,27=0

- Từ đó ta có thể chọn u1 = 2,7

- Thay u1 vào (*)ta tính được u2 = 29

*Kiểm tra sai số:

2,7.29 77,2777,27

 

.100% = 1,33% < 5%

Thỏa mãn điều kiện sai số cho phép

Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục.

Dựa vào P1v và sơ đồ hệ thống dẫn động, có thể tính được công suất, mômen và

số vòng quay trên các trục, phục vụ các bước tính toán thiết kế các bộ truyền, trục và

❑ol ❑tv = 0,99.0,822,707 = 3,334 (KW)

Trục I: P1 = ❑P2

ol ❑br = 0,99.0,973,334 = 3,471 (KW) + Số vòng quay :

Động cơ: ndc = 2880 (v/ph)

Trục I: n1 = ndc = 2880 (v/ph ) Trục II: n2 =n u1

1= 28802,7 =¿1066,67 (v/ph ) Trục III: n3 =n u2

1= 631066,6729 =¿36,78(v/ph ) + Momen xoắn trên các trục :

6

P1

n1 = 9,55.1028806.3,471 = 11509,73 (Nmm)

BẢNG 1 : CÔNG SUẤT - TỈ SỐ TRUYỀN - SỐ VÒNG QUAY - MÔMEN

- Dựa theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng giống vật liệu chế tạo t`rục vít, theo bảng 6.1[I] trang 92, ta chọn mác thép : C.45

- Chọn bánh răng nhỏ là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn từ HB = 241 ÷ 285

Thiết kế sơ bộ ta lấy: Z Z K R v xH 1 và Y Y K R S . xF 1.

Tra bảng 6.2[1]-trang 94, với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180350 thì:

c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay

Ti, ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i

3 3 7 1

 

 1

1[ ] 620 563,63

1,1

H

(MPa) 2

1[ ] 590 536,36

Đối với bộ truyền quay 1 chiều  KFC  1

Vậy, sơ bộ xác định ứng suất tiếp xúc cho phép, theo 6.2a[I]-trang 93:

0 lim

1

1 [ ]

)

1 (

ba H

H a

K T U

w a Z

Để đảm bảo khoảng cách trục aw = 65 (mm)  cần phải tiến hành dịch chỉnh:

Tính hệ số dịch chỉnh tâm theo công thức 6.22[I]-Trang 100:

.cos( ) (28 75).1, 25.cos(20)

t tw

w

Z m Cos

a



 atw =21,56o

 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Áp dụng công thức 6.33[I]-Trang 105, tính ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền:

Trong đó: ZM: hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp,

tra bảng 6.5[I]-Trang 96, ta có ZM = 274 ( MPa )1/3

H

Z :Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

1,71sin 2 sin(2.21,57 )

Với v = 2,98 (m/s) Tra bảng 6.13[I]-trang 106, ta chọn cấp chính xác 8

Tra bảng 6.16[I]-Trang 107, ta chọn hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng:

K là hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:

1 1

1

 

,(theo công thức 6.42[I]-Trang107)Trang bảng 6.15[I]-Trang107, ta có hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp đối vớirăng thẳng không vát đầu răng (HB 350) =>  H 0,006

Z : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc, với cấp chính xác động học là 8,

chọn cấp chính xác về mặt tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám bề mặt răng

 [ H]'=536,36.0,9.1,004.1=484,65(MPa)

Vậy H = 476,51 (MPa) < 484,65 (MPa) = [ ]' H  bộ truyền bánh răng làm việc đủ điều kiện bền tiếp xúc

Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng các bánh răng theo công thức 6.43[I]-Trang108:

Với x 2 0,3539

60; 3, 48680; 3,51

F F

Vậy khi  bd 0,78 sử dụng phương pháp nội suy ta có: KF  1,038

- KF hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn

khớp khi tính về uốn, với bộ truyền bánh răng thẳng  KF  1

- KFv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:







F F

w w F

d b K

.

2

1

 Bộ truyền bánh răng làm việc đủ điều kiện bền uốn

Ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại trên răng phải thỏa mãn:

qt

T K T

= 84,79.1,4 = 118,706 (MPa)

F1max  118, 769( MPa )  464( MPa )  [ F1 max]

F2 max 118, 706(MPa)464(MPa)[F2 max]

 Bộ truyền bánh răng làm việc an toàn khi quá tải lúc mở máy

Đường kính đỉnh răng: d1 = d1+2(1+x1-∆y)m = 37,86 (mm)

Với Vsb= 4,26 (m/s) < 5 (m/s)  dùng đồng thanh không thiếc và đồng thau để chế tạo

bánh vít: БpAжHpAжHH 10-4-4, chọn vật liệu chế tạo trục vít là thép 45 tôi bề mặt đạt độ rắn

45 50  HRC, ren thân khai sau khi cắt ren được mài

b Tính các ứng suất cho phép:

+ ứng suất tiếp xúc cho phép [H]:

Tra bảng 7.1[I]-trang 146, với bánh vít bằng БpAжHpAжHH 10-4-4 dùng khuôn kim loại

hoặc đúc li tâm : b = 600 (MPa),

ch = 200 (MPa)

Tra bảng 7.2[I]-trang 148, với cặp vật liệu : БpAжHpAжHH 10-4-4 và thép tôi ta có:

Vs = 4 (m/s) ; [H] = 200 (Mpa)

Vs = 6 (m/s) ; [H] = 150 (Mpa)

 vs = 4,26 (m/s) sử dụng phương pháp nội suy

 [H] = 193,5 (Mpa)

+ ứng suất uốn cho phép [F]:

ứng suất uốn cho phép được xác định theo 7.6[I]-trang 148:

[F]= [Fo].KFL

Đối với bộ truyền làm việc một chiều thì ứng suất uốn cho phép ứng với số chu

kì cơ sở N = 106 được tính theo công thức 7.7[I]- trang 149:

[Fo] = 0,25.b + 0,08.ch = 0,25.600 + 0,08.200 = 166 (MPa)

Hệ số tuổi thọ,theo công thức 7.9[I]-trang 149:

9

610

FE FL

N

trong đó NFE tính theo công thức 7.10[I]-trang 149:

NFE =

9 2 2

1 2max

60 (n i )

i i i

T

n t T

6

10

0, 7317,19.10

2 2 3

2

2

.170

.[ ]

H w

2

2

.170

.[ ]

H w

d Tính kiểm nghiệm

 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít phải thoả mãn:

3

2

170

*Vận tốc trượt thực tính theo công thức 7.20[I]-trang151 :

1 1 .60000.cos

w s

 0,95 ( ) / (tg w tg w)

Với  là góc ma sát được tra trong bảng [7.4] trang 152 theo trị số vận tốc trượt vs

Với vật liệu vành bánh vít nhom II và Độ rắn mặt ren trục vít HRC 45

Ta có:

Vs = 4 ; = 2,28

: Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, theo công thức 7.24[I]-trang152 : 1 ( ) .(1 )

3 2

T t k

Với: z1=2; q = 16   = 190

Vậy:

3 58

Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít phải thoả mãn điều kiện:

F =

2

2 2

1, 4

F F n

T Y K

b d m  [F] ( Công thức 7.26[I]-trang154)

Tra bảng 7.9[I]-trang155, ta có các thông số của bộ truyền trục vít – bánh vít :

+ Chiều rộng bánh vít : Với Z1 = 2  b2  0,75.da1

Với da1: đường kính vòng đỉnh, da1 = m.( q + 2 ) = 5.( 16 +2 ) = 90 (mm)

v

w

Z Z

F F n

T Y K

b d m 

1, 4.702877,92.1, 405.1,237

17,6167,5.290.4,96  (MPa)

Vì  F 17,61MPa

<[ ] 121,18F  MPa  Bộ truyền làm việc đảm bảo độ bền uốn

Ứng xuất tiếp xúc cực đại Hmax và ứng xuất uốn cực đại Fmax trên răng bánh vít phải thoả mãn: Hmax = H K qt 

T =1,4 : Hệ số quá tải

 Hmax = 172,85 1, 4 = 204,518 (MPa) < 400 (MPa) = [Hmax]

Fmax = 17,61.1,4 = 24,654 (MPa) < 160 (MPa) = [Fmax]

Vậy bộ truyền trục vít - bánh vít làm việc an toàn khi quá tải lúc mở máy

e Các thông số hình học bộ truyền trục vít – bánh vít: (Dựa vào bảng 7.9)

Đường kính vòng đỉnh : da1 = 90 (mm); da2 = 300 (mm)

Đường kính ngoài bánh vít : daM2  307,5 (mm)

t o 20o C - nhiệt độ môi trường xung quanh

 0,73 - hiệu suất bộ truyền, xác định theo [7.22]

P1 = PII = 3,334 (Mpa) - công suất trên trục vít

Kt = 13 W/(m2 oC)- hệ số tỏa nhiệt

A - diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc m2

A = A1 + A2

Với A 1 20a2w  20.(0,185)2  0, 6848 (m2)

A 2 0, 2A10, 2.0,6848 0,1369 (m2)

 A0,6845 0,1369 0,8214(  m2)

- hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy, chọn  0, 3

 - hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian do làm việc ngắtquãng hoặc do tảitrọng làm việc giảm so với tải trọng danh nghĩa P1

thỏa mãn điều => làm nguội tự nhiên

=> Diện tích toả nhiệt cần thiết A của vỏ hộp cần thiết kế :

PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

T d

+ lij là chiều dài của đoạn trục j trên trục thứ i (i=1;2;3)

+ lmik là chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ k trên trục thứ i

- Tra bảng 10.3[I]-trang 189, ta chọn khoảng cách các khe hở:

k1=12(mm) ; k2=10 (mm); k3=16 (mm); hn=18 (mm)

 Xác định chiều dài các đoạn trục trên trục I:

HÌNH 1: SƠ ĐỒ TÍNH KHOẢNG CÁCH TRÊN TRỤC Ilm12= (1,4 2,5).d1 = (1,4 2,5).25 = 3562,5 (mm)  chọn lm12 = 50 (mm)

lm13 = (1,2 1,5).d1= (1,21,5).25 =3037,5 (mm)  chọn lm13= 35 (mm)

 l12 = lc12 = 0,5( lm12 + bo1 ) + k3 + hn = 0,5(50 +17)+16+18 = 67,5 (mm).

l13 = 0,5( lm13 + b0 ) + k1 + k2 =0,5(35+17)+12+10 = 48 (mm)

l11 = 2.l13 =2.48 = 96 (mm)

 Xác định chiều dài các đoạn trục trên trục II:

HÌNH 2: Sơ đồ tính khoảng cách trên trục IIlm22 = (1,21,5).d2 = (1,21,5).25 = 3037,5 (mm) chọn lm22 = 35 (mm)

HìNH 3: SƠ ĐỒ TÍNH KHOẢNG CÁCH TRÊN TRỤC IIIlm32=(1,21,8).d3=(1,21,8).55= 6699 (mm).

Hình 4: SƠ Đồ LỰC HỘP GIẢM TỐCHình 4: SƠ Đồ LỰC HỘP GIẢM TỐC

2 2.11509,73

657,7( )35

Với Ft là lực vòng trên khớp nối :

2

t t

T F D

 Trong đó:

T: là momen của trục

Dt: là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt

1(0, 2 0,3) (0, 2 0,3).2

b Xác định thông số và kích thước trục:

-Đường kính trục tại tiết diện A :

Theo công thức 10.17/trang 194  

tdA 3

A

M

d = 0,1× σ

Trong đó:  

=63 (MPa) ứng với thép 45 có  b 600MPa

đường kính trục d=25(mm)

3 9967,91

11,650,1.63

A

Chọn dA = 20 (mm)

C

tđ C

 Chú ý : Do đường kính trục quá lớn gần bằng đường kính vòng chân của bánh răng vì vậy không thể khoét lỗ để lắp với trục được do vậy sẽ thiết kế bánh răngliền với trục với dc= 30mm

c Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện có mặt cắt nguy hiểm – Tại C

* Đối với trục quay σm = 0

Theo công thức (10.22) : σa = σmaxC = MC/WC

Đưa vào công thức (10.22) : max  

+ Kx: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

Với σ b= 750 (MPa) và phương pháp tiện và độ nhẵn bề mặt Ra = 2,5 0,63

Áp dụng phương pháp nội suy:

+ Theo bảng (10.11/trang 198),với kiểu lắp k6 và σb = 750 (MPa) có :

Phương pháp nội suy:

σ b

= 700 (MPa);

σ σ

=> σb = 750 (MPa);

σ σ

ε

Thay vào công thức (10.25) : K σ d=(2,345+1,08-1)/1 = 2,425

Thay các số liệu vừa tìm được vào công thức (10.20):

-1 σ

σ ac σ m

K σ +ψ σ 2,425.7,32+0,1.0

 s : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại C:

Theo công thức (10.21/trang 195):

-1 τ

a τ m τd

C C

Theo bảng (10.11), với kiểu lắp k6 và σb = 750 (MPa) có:

Phương pháp nội suy:

σ b= 700 (MPa);

τ τ

ε

σ b= 800 (MPa);

τ τ

ε

=> σb = 750 (MPa);

τ τ

Như vậy, trục thỏa độ bền mỏi.

d Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh :

Theo (10.27/trang 200), công thức kiểm nghiệm có dạng :

σtđ = σ +3τ £ σ2 2  

Xét tại tiết diện nguy hiểm C:

Mmax = Myc = 18552,48 (N.mm) ; Tmax = 11509,73 (Nmm)

Trong khi đó, Thép 45 : σb = 750 (MPa) ; σch = 450 (MPa)

[σ]=0,8 σ ch = 0,8 450= 360 (MPa) Theo công thức (10.30) :

Vậy σ =7,79 MPa < σ =360 MPatd      

Kết luận: trục đạt yêu cầu về độ bền tĩnh

1.1.4.2.Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục II :

a.Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục :

Các thông số trục II :

l21 =286 mm l22 = 48 mm l23 = 143 mm

T2 = 29849,7 Nmm