ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

MỤC LỤC I.TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG2 1.Chọn động cơ2 2.Phân phối tỉ số truyền3 3.Xác định công suất, mômen và số ṿng quay trên các trục3 II.THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN4 1.Thiết kế bộ truyền bánh răng4 2.Thiết kế bộ truyền trục vít10 3.Thiết kế bộ truyền ngoài17 III.THIẾT KẾ TRỤC, LỰA CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI21 1.Sơ đồ phân tích lực chung21 2.Thiết kế trục22 3.Chọn then41 4.Chọn ổ lăn42 5.Chọn khớp nối50 IV.TÍNH TOÁN VÀ CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC51 1. Các kích thước của vỏ hộp giảm tốc51 2. Một số chi tiết khác53 V.BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP55 1.Bôi trơn các bộ truyền trong hộp55 2.Bôi trơn ổ lăn55 3.Điều chỉnh ăn khớp56 VI.BẢNG KÊ KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP57 TÀI LIỆU THAM KHẢO59 I.TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG 1.Chọn động cơ vCông suất Công suất động cơ chọn cần thỏa măn yêu cầu: Pđc > Pyc với Pyc = Ptđ = Pct Ta có: Pct = (kW) Từ công thức 2.9[1] ta có: Với Theo bảng 2.3[1] ta có: Với lần lượt là hiệu suất của cặp ổ lăn, ổ trượt, xích, cặp bánh răng và cặp trục vít – bánh vít. Hiệu suất nối trục di động Vậy ç = 0,99 . 0,99 . 0,993 . 0,96 . 0,97 . 0,8 = 0,71. Do đó: Pyc = (kW). vXác định sơ bộ số ṿng quay động cơ điện Theo công thức 2.16[1] nct=(ṿng/phút) Theo công thức 2.15[1], tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động là: usb= usbhộp. usbxích= usbbánh răng. usbtrụcvít. usbxích Từ bảng 2.4[1] chọn usbbánh răng =2; usbtrụcvít = 20; usbxích = 2; usb = 2.20.2 = 80. Theo công thức 2.18[1] số ṿng quay sơ bộ động cơ là: nsb = usb . nct = 80.35,49 = 2839 (ṿng/phút) Vậy chọn số ṿng quay đồng bộ động cơ là nđb = 3000 (ṿng/phút) Từ bảng P1.1[1] với Pyc = 6,19 kW, nđb = 3000 (ṿng/phút) Ta chọn động cơ có kư hiệu K160S2 có Pđc = 7,5kW, nđc = 2935 ṿng/phút, dđc = 38 mm 2.Phân phối tỉ số truyền vTỉ số truyền chung Ta có công thức tính tỉ số truyền chung: uch = = uhộp . ungoài chọn sơ bộ ungoài = 2 uhộp = vPhân phối tỉ số truyền Theo công thức kinh nghiệm, tỉ số truyền của trục vít trong bộ truyền bánh răng – trục vít trong khoảng (10 – 20), chọn utrục vít = 17 ubánh răng = Khi đó ungoài = 3.Xác định công suất, mômen và số ṿng quay trên các trục Kí hiệu: Trục 1 là trục nối bánh răng – động cơ Trục 2 là trục trục vít nối bánh răng Trục 3 là trục bánh vít Ta có: (kW) (kW) (kW) (kW) n1 = nđc = 2935 (ṿng/phút) n2 = n3 = nct = (N.mm) (N.mm) (N.mm) (N.mm) (N.mm) Ta có bảng sau: Trục Thông sốĐộng cơ123Công tác Tỉ số truyền u12,43172,00 Công suất P, kW6,896,756,485,134,88 Số ṿng quay n, ṿng/phút2935293512087135,5 Momen xoắn T, N.mm2241921963512286900211313159 II.THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 1.Thiết kế bộ truyền bánh răng Các thông số bộ truyền bánh răng u1 = 2,43 P1 = 6,75 kW P2 = 6,48 kW n1 = 2935 ṿng/phút, n2 = 1208 ṿng/phút T1 = 21936 N.mm, T2 = 51228 N.mm a.Chọn vật liệu Do bánh răng chế tạo không có yêu cầu ǵ đặc biệt nên chọn vật liệu là thép. Bộ truyền chịu công suất trung b́nh , ta dùng thép nhóm ². Với bánh nhỏ (bánh 1), chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB241...285 có ób1 = 850 MPa, óchảy1 = 580 MPa Với bánh lớn (bánh 2), chọn thép 45 ,tôi cải thiện đạt độ rắn HB192...240 có ób2 = 750 MPa, óchảy2 = 450 MPa b.Xác đinh ứng suất cho phép Theo công thức 6.1[1], 6.1[2], ứng suất cho tiếp xúc cho phép [óH] và ứng suất uốn cho phép [óF] xác định như sau: Chọn sơ bộ =1 = 1 Do đó ta có: Theo bảng 6.2[1], với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn 180...350 HB th́ = 2HB + 70, SH = 1,1; = 1,8HB; SF = 1,75. Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, bánh lớn HB2 = 230 Khi đó = 2HB1 + 70 = 245.2 + 70 = 560 MPa = 1,8HB1 = 1,8.245 = 441 MPa = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa =1,8HB2 = 1,8.230 = 414 MPa Theo công thức 6.5[1] ta có: NHO = 30. NHO1 = 30. = 30.2452,4 = 1,6.107 NHO2 = 30. = 30.2302,4 = 1,39.107

MỤC LỤC

I TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG 3

1 Chọn động cơ 3

1 Chọn động cơ 3

2 Phân phối tỉ số truyền 4

2 Phân phối tỉ số truyền 4

3 Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục 4

3 Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục 4

II THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 5

1 Thiết kế bộ truyền bánh răng 5

1 Thiết kế bộ truyền bánh răng 5

2 Thiết kế bộ truyền trục vít 11

2 Thiết kế bộ truyền trục vít 11

3 Thiết kế bộ truyền ngoài 17

3 Thiết kế bộ truyền ngoài 17

III THIẾT KẾ TRỤC, LỰA CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI 22

1 Sơ đồ phân tích lực chung 22

1 Sơ đồ phân tích lực chung 22

2 Thiết kế trục 23

2 Thiết kế trục 23

3 Chọn then 42

3 Chọn then 42

4 Chọn ổ lăn 43

4 Chọn ổ lăn 43

5 Chọn khớp nối 51

5 Chọn khớp nối 51

IV TÍNH TOÁN VÀ CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 52

1 Các kích thước của vỏ hộp giảm tốc 52

1 Các kích thước của vỏ hộp giảm tốc 52

2 Một số chi tiết khác 54

2 Một số chi tiết khác 54

V BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP 56

1 Bôi trơn các bộ truyền trong hộp 56

1 Bôi trơn các bộ truyền trong hộp 56

2 Bôi trơn ổ lăn 56

2 Bôi trơn ổ lăn 56

3 Điều chỉnh ăn khớp 57

3 Điều chỉnh ăn khớp 57

VI BẢNG KÊ KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP 58 TÀI LIỆU THAM KHẢO 60

9,08

37,08

2 2 1

=

ck

t T

T t

t

β

Từ công thức 2.9[1] ta có:

br tv x ot ol

Kη η η η ηη

η= 3

Với

Theo bảng 2.3[1] ta có:

99,0

=

ol

99,0

=

ot

96,0

9,0.88,4

65,0.60000

⇒usb = 2.20.2 = 80.

Theo công thức 2.18[1] số vòng quay sơ bộ động cơ là:

nsb = usb nct = 80.35,49 = 2839 (vòng/phút)Vậy chọn số vòng quay đồng bộ động cơ là nđb = 3000 (vòng/phút)

Từ bảng P1.1[1] với Pyc = 6,19 kW, nđb = 3000 (vòng/phút)

Ta chọn động cơ có ký hiệu K160S2 có

Pđc = 7,5kW, nđc = 2935 vòng/phút, dđc = 38 mm

4,12

u

u ×

=

=

 Phân phối tỉ số truyền

Theo công thức kinh nghiệm, tỉ số truyền của trục vít trong bộ truyền bánh răng – trục vít trong khoảng (10 – 20), chọn utrục vít = 17

⇒ubánh răng = 2,43 2,5

17

35,41

<

=

Khi đó ungoài = 2,00

17.43,2

7,

65,0.7500

.1000

x ol x

ot

P P

η η η

48,699,0.8,0

13,5

3

tv ol

P P

η

75,699,0.97,0

48,6

2

br ol

P P

η

75,6

1

K ol đc

P P

43,2

75,6.10.55,9

10.55,9

6

1

1 6

48,6.10.55,9

10.55,9

6

2

2 6

13,5.10.55,9

10.55,

3

3 6

89,6.10.55,9

10.55,

,35

88,4.10.55,9

10.55,

II THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

1 Thiết kế bộ truyền bánh răng

Các thông số bộ truyền bánh răng

a Chọn vật liệu

Do bánh răng chế tạo không có yêu cầu gì đặc biệt nên chọn vật liệu là thép Bộ truyền chịu công suất trung bình , ta dùng thép nhóm І

Với bánh nhỏ (bánh 1), chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB241 285

có σb1 = 850 MPa, σchảy1 = 580 MPa

Với bánh lớn (bánh 2), chọn thép 45 ,tôi cải thiện đạt độ rắn HB192 240

có σb2 = 750 MPa, σchảy2 = 450 MPa

b Xác đinh ứng suất cho phép

Theo công thức 6.1[1], 6.1[2], ứng suất cho tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] xác định như sau:

[ ] R V XH HL

H

o H

1

1 2

n ct N

8

37,08

5.143,2

293520000

1

1,1

1

560

1 1 lim

1,1

1

530

2 2 lim

5.1

1

1 2

n ct N

8

37,08

5.143,2

293520000

1

75,1

1.1

441

1 1

75,1

1.1

414

2 2

 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Theo công thức 6.15a[1] ta có:

H a

w

u

K T u

K a

ψ σ

β

1 2

1 1

=

β

H

K : hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng Theo bảng 6.7[1], với ψbd=0,55 ⇒ K Hβ = 1,02

Vậy

3,0.43,2.8,481

02,1.219631

43,25,

 Xác định số răng

Số răng bánh nhỏ là:

z1 = ( ) 1,5(2,43 1) 34,98

90.21

21 1

+

=+

u m

1= =

u

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ là:

( )mm u

a

143,2

90.21

21

1

+

=+

12

u b

u K T d

Z Z

w

H M H

ω

β ε

Trong đó:

ZM : hệ số kể đến cơ tính vật liệu

Vật liệu là thép có ZM = 275 MPa1/3

ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

α

2sin

12,388,1112 1

3

75,14

60000

2935.5,52.14,360000

143,226,1.02,1.21963

25

,52

87,0.76,1.274

=

+

=σ

-Ứng suất tiếp xúc cho phép

Vậy vật liệu làm răng thoả mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc

 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức 6.43[1] ta có:

1 1 1

1 1

1

2

F F

F

Y Y Y K T

σ

σ

ω ω

β

=

1 =

-Yβ = 1 (răng thẳng)

-YF1,YF2 : hệ số dạng răng Theo bảng 6.18[1] ta có

YF1 = 3,77 YF2 = 3,61-KF = K FαK FβK Fv

77,3.1.57,0.02,1.62,1.1.21963

2

σTheo công thức 6.44[1] ta có:

(MPa)

Y

Y F

F F

77,3

61,3.82

1

2 1

σ[σF1] =252 MPa, [σF2] = 263,5 MPa

=> σF1 < [σF1] , σF2 <[σF2]

=> cặp bánh răng thoả mãn điều kiện về mỏi

 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo công thức 6.48[1] với Kqt = max =1,4

T

T

81,5134

,1.25,

Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện về quá tải

e Các thông số của bộ truyền là

da2 = d2 + 2m1 = 127,5+2.1,5 =130,5 (mm)-Đường kính vòng lăn dω1 = 52,5 (mm)

dω2 = dω1.u=52,49.2,43=127,5 (mm)-Đường kính vòng đáy răng df1=d1–2,5.m1 = 52,5 -2,5.1,5=48,75 (mm)

 Ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo bảng 7.2[1], với bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc

ЬpЖH10-4-4

 Ứng suất uốn cho phép

Theo công thức 7.6[1] ta có:

Trong đó [σFO]: ứng suất uốn cho phép với 106 chu kỳ

Bộ truyền quay 1 chiều, theo công thức 7.7[1] ta có:

[ ] σFO =o,25.σb +0,08σch =0,25.600+0,08.200=166(MPa)

KFL: hệ số tuổi thọ Theo công thức 7.9[1] ta có:

9

610

T t

u

n t

n T

m

i i

i

60

9 3

3 2

2 3

9 max 3 3

=> NHE = 9 9 54,58.106

8

37,08

51.2000017

1280

108

2 2

170

q

K T z

q z

H 



+

.34

17010

175.22

2

+

=+q z

105,08

174

5,

ω

γ

πcos.60000

2

2n d

v s =Với dω2 = m2(q + 2x) = 8.(10 - 2.0,125) = 78 (mm)

5,0.210

22

o arctg

x q

z

=+

=+

Do đó:

3,10cos.60000

1208.78.14,

=

Do vậy ta phải chọn lại vật liệu

Sử dụng đồng thanh thiếc ЬрОЦС5-5-5 có σb= 245 MPa, σch = 90 MPa

8

710

T t

u

n t

n T

m

i i

i

60

4 3

3 2

2 3

4 max 3 3

=> NHE = 4 4 6,46.107

8

37,08

51.2000017

1280

Trong đó [σFO]: ứng suất uốn cho phép với 106 chu kỳ

Bộ truyền quay 1 chiều, theo công thức 7.7[1] ta có:

[ ] σFO =o,25.σb +0,08σch =0,25.245+0,08.90= 68,45(MPa)

9

610

T t

u

n t

n T

m

i i

i

60

9 3

3 2

2 3

9 max 3 3

=> NHE = 9 9 54,58.106

8

37,08

51.2000017

1280

108

2

q

K T z

q z

H 



+

,174.34

17010

aω

Theo tiêu chuẩn chọn m2 = 8

Do đó a m (z q) ( ) 176( )mm

2

1034.8

180

5,

2

2n d

v s =Với dω2 = m2(q + 2x) = 8.(10 + 2.0,5) = 88 (mm)

5,0.210

22

o arctg

x q

z

=+

=+

Do đó:

(m s)

3,10cos.60000

1208.88.14,

=Theo bảng 7.6[1], với vt = 5,56 (m/s), chọn cấp chính xác cho bộ truyền trục vít là cấp 7

Với vt = 5,56 m/s, cấp chính xác 7, tra bảng 7.7[1] ta được KHv = 1,05

=

max 3 3

3

2 11

T

T z

37,08

51186

341

=

β

H K

Theo công thức 7.23[1]:

KH = KHvKHβ = 1,05.1,007= 1,06Theo công thức 7.19[1] ta có:

(MPa)

q

K T a

q z z

H

10

06,1.690021180

103434

σσσ

Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện độ bền tiếp xúc

 Kiểm nghiệm độ bền uốn

Theo công thức 7.26[1]

n

F F

F b d m

K Y T

σ

2 2 2 3.4,1

06,1.63,1.690021

4,1

j Các thông số cơ bản của bộ truyền

da2 = m(z2 + 2+ 2x

= 8.(34 + 2 + 2.0,5) = 296 (mm)-Đường kính vòng đáy df1 = m(q – 2,4)=8.(10–2,4)=60,8 (mm)

df2 = m(z2 -2,4 + 2x)

=8.(34 – 2,4 + 2.0,5) = 260,8 (mm)

-Đường kính ngoài bánh vít daM2 =da2+1,5m=296 +1,5.8=308 (mm)

k Tính nhiệt

Bộ truyền lắp thêm quạt nguội ở đầu trục vít

Vậy theo 7.32[1], diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc là:

( ) ( )

P A

−+

+

−

=

βψ

η3,01

7,0

1

3.7,08

5.111

=+

=

=

t iti

ck

β

-ψ : hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp, lấy ψ = 0,25-[td]: nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu, lấy [td] = 90o

-to: nhiệt độ môi trường, lấy to = 20o

-Ktq: hệ số toả nhiệt phần bề mặt hộp được quạtVới n2 = 1208 vòng/phút => Ktq = 24

-Kt = 13 W/m2.oC-η: hiệu suất bộ truyền Theo công thức 7.22[1]

(10,3 2,1) 0,79

3,1095

2090.13,1.24.3,025,01.13.7,0

48,6.79,01.1000

m

−+

+

−

=

3 Thiết kế bộ truyền ngoài

Ta có bảng thông số của bộ truyền

u = 2

P3 = 5,13 kW

n3 = 71 vòng/phút

l Chọn loại xích

Do vận tốc thấp, tải trọng trung bình nên ta dùng xích con lăn

m Xác định các thông số của bộ truyền xích

kđ: hệ số kể đến tải trọng động, bộ truyền làm việc êm, chọn kđ = 1

kc: hệ số kể đến chế độ làm việc bộ truyền, bộ truyền làm việc 2 ca,

a

p z z z

z p

a

2

2 1 2 2

1

42

2

π

−+

++

=

12704

75,3128562

562875

,31

1270.2

2

2π

−+

++

Lấy số mắt xích chẵn xc = 122

Theo công thức 5.13[1], tính lại khoảng cách trục:

+

−

2 1 2

2

z z z

z x

z z x

p

c c

−+

+

−

256

285,01222

56281224

75,31

π

=1262 (mm)

Để xích không phải chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng

∆a = 0,003a = 0,003.1262 = 4 (mm)Vậy a = 1258 mm

 Số lần va đập của xích

Theo ct 5.14[1], ta có số lần va đập I của bản lề xích trong 1 giây:

122.15

71.2815

1

x

n z

Theo bảng 5.9[1], với p = 31,75 thì [i] = 25

,1

13,51000

Fv: lực căng do lực li tâm sinh ra

Ta có Fv = qv2 = 3,8.1,052 =4,19 (N)

Fv : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra với Fv= 9,81kfqa

trong đó kf: hệ số phụ thuộc độ võng f của xích, lấy kf = 4

⇒Fv = 9,81.4.3,8.1,258 = 187,58 (N)

Vậy

19,458,1874891

.2,1

++

=++ o v

31 π = (mm), d2= 566,54

56sin

75,

T r H

Ak

E F k F k

2

1

E E

1.262

10.1,295,21.4981.38,047,

=σNhư vậy dùng thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB210, ứng suất tiếp xúc cho phép là [ ]σH = 600 Mpa.

d2 = 566,54 mm+Đường kính vòng đỉnh da1 = 297,81 mm

da2 = 581,52 mm+Đường kính vòng đáy răng df1 = 264,48 (mm)

df2 = 547,3 (mm)

III THIẾT KẾ TRỤC, LỰA CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI

1 Sơ đồ phân tích lực chung

2 Thiết kế trục

a Tính các lực tác dụng lên trục do chi tiết quay

( ) ( ) ( ) ( ) ( )N tg

tg F F

F

N d

T F

F

N d

T F

F

N

F F

F

N d

T F

F

t r r

bánhvít a

t

trucvit a

t

t r

r

t t

4753

,11cos

20.1281cos

5111270

690021

22

128180

51228

22

89020

cos

837cos

8375

,52

21963

22

3 4 3

3 3

4

2 4

3

1 2

1

1

1 2

 Sơ đồ tính chiều dài các đoạn trục

b

k h k

k l

 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực

Dựa vào bảng 10.13[1] và 10.14[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối

đỡ và điểm đặt lực như sau:

Từ công thức 10.10[1],10.11[1],10.13[1] ta có:

Chiều dài mayơ nửa khớp nối:

lm12 = (1,4÷2,5)d1 = (1,4÷2,5).30 = 42 ÷ 75 Chọn lm12 = 50 mmChiều dài mayơ bánh răng trụ:

lm13 = (1,2÷1,5)d1 = (1,2÷1,5).30 = 36 ÷ 45 Chọn lm13 = 40 mmKhoảng côngxôn trên trục 1:

lc12 = 0,5(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(50 + 19) + 15 +15 = 64,5 mmKhoảng cách từ ổ trục đến bánh răng thứ nhất là:

l13 = 0,5(lm13 + b01) + k1 + k2 = 0,5(40 + 19) + 10 + 10 = 49,5 mm Với: k3 là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ,

 Xác định phản lực tại các gối đỡ:

F

F F

F F

00

13 1 11 2 12

11 2 13

1

1 1 2

1 2 1

1

1

=

−+

=

∑

l F l F l

F F

m

l F l F F

m

F F F

F F

F F

F F

t x

k kx

O

y r

ky O

t x x

k kx

r y y ky

y

x

( )

( ) ( ) ( )

F F

N F

F F F

N l

l F l

F F

N l

l F F

y r y

x k t x

t k

x

r y

445445

890

143527

167837

52799

5,49.8375

,64.167

44599

5,49.890

2 1

1

2 1

1

11

13 1 12 2

11

13 1 2

 Ta có biểu đồ mômen uốn xoắn:

F F

y1

x1 r1

t1

x2 y2 k

 Xác định đường kính các đoạn trục

Mômen uốn tương đương tại các tiết diện trục 1 là:

Theo ct 10.15[1], 10.16[1] ta có:

( ) ( )

( )

075

,0

3908421963

.75,02608722028

75,0

2185921963

.75,0107720

75,0

1902121963

.75,075

,0

2 13

2 13

2 13 13

2 2

2

2 12

2 12

2 12 12

2 2

2 11

2 11

2 11 11

2 2

10

2 10

2 10 10

=+

+

=

=+

+

=

++

=

=+

+

=

++

=

=

=+

+

=

T M

M M

Nmm

T M

M M

Nmm

T M

M M

Nmm T

M M

M

y x

tđ

y x

tđ

y x

tđ

y x

tđ

Từ công thức 10.17[1] ta có:

[ ]

31,

0 σtđ

M

d =Vật liệu là thép 45 có σb = 600 MPa, đường kính trục sơ bộ là d1 = 30 mm, theo bảng 10.5[1] có [σ] = 63 MPa

Do đó ta có:

( ) ( ) ( )

0

37,1863.1,039084

13,1563.1,021859

5,1463.1,019021

13

3 12

3 11

3 01

mm d

mm d

Xuất phát từ yêu cầu về công nghệ, lắp ghép và độ bền, ta chọn đường kính các đoạn trục 1 như sau:

d10 = 32 mm, d12 = 38 mm, d11 =d13 = 35 mm

Ta có kết cấu trục 1 như hình vẽ

 Kiểm nghiệm

 Kiểm nghiệm về độ bền mỏi

Dựa vào biểu đồ mômen trục 1, ta kiểm nghiệm tại tiết diện 12 là tiết diện nguy hiểm của trục 1

Theo công thức 10.19[1], trục thoả mãn về bền mỏi nếu:

[ ]s s

s

s s

+

=

2 2

τ σ

τ σ

Trong đó s là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất pháp

sτ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếpTheo công thức 10.20[1], 10.21[1] ta có:

m a

d

m a

d

k s

k s

τψττ

σψσσ

τ τ

τ

σ σ

Với σ-1 , τ-1 : giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng

Trục làm bằng thép 45 có σb = 600 MPa Do đó:

σ-1 = 0,436.σb = 0,436.600 = 261,6 MPa

τ-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.261,6 = 151,73 MPa

σa,τa : biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp

σm,τm : trị số ứng suất trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp

Do trục quay, theo công thức 10.22[1] ta có:

0,

σTheo bảng 10.6[1] ta có:

( )

( )

d

t d bt d W

d

t d bt d

W

232

2 1 1

3

2 1 1

Theo bảng 9.1[1] với d12 = 38 mm, tra được then có t1 = 5 mm, b = 10 mm

mm W

mm W

a

o

64,114668

2338319135

1005238

.2

5385.1016

38

466838

.2

5385.1032

38

2 2

3 2

3

3 2

Trục quay 1 chiều, ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động

=> τm = τa = 2 = 221963.10052 =1,09

o W T

d K

Kσ τ hệ số theo công thức 10.25[1], 10.26[1] ta có:

x d

y

x d

K

K K K

K

K K

σ

σ σ

εε

Theo bảng 10.8[1], 10.9[1] chọn được:

Kx = 1,06 (trục gia công trên máy tiện với Ra = 2,5 0,63)

Ky = 1 ( không tăng bền bề mặt):

, τ

ε hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục Theo bảng 10.10 ta có: εσ =0,85;ετ =0,74

Kσ, Kτ : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, xoắn

Theo bảng 10.12[1], dùng dao phay ngón ta tra được:

54,1

07,285,0

76,1

ε

ε

K K

14,21

106,108,2

13,21

106,107,2

=

−+

=

=

−+

=

=+

=

⇒

65009,1.14,2

73,151

7,100.05,046,11.13,2

1,261

τ

σ

s

s

=>s = >[ ]s

+

7,1065

7,10.65

2 2

Do vậy trục 1 thoả mãn điều kiện về hệ số an toàn

Do đó:

15.2,0

51228

≥Chọn sơ bộ d2 = 30 mm

Theo bảng 10.2[1], ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 2 là b02 = 19 mm

 Sơ đồ tính chiều dài các đoạn trục

l k k

l

l

l

m22 1 2

23

 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực

Dựa vào bảng 10.13[1] và 10.14[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối

đỡ và điểm đặt lực như sau:

Từ công thức 10.10[1],10.11[1],10.13[1] ta có:

Chiều dài mayơ bánh răng trụ:

lm22 = (1,2÷1,5)d2 = (1,2÷1,5).30 = 36 ÷ 45 Chọn lm12 = 40 mmKhoảng cách từ bánh răng đến ổ trục là:

l22 = 0,5(lm22 + b02) + k1 + k2 = 0,5.(40+ 19) +10 +10 = 49,5mmTheo bảng 10.14[1] ta có:

F F

t2

x3

a3 r3 t3

y4 x4

2

00

21 4 23

3 22 2

21 4 3

23 3 22

2

2 3 4 3

4 3

3 2

3

3

=+

−

−

=

=+

−

=

∑

l F l

F l

F F

m

l F

d F l

F l

F F

m

F F F

F F

F F F

F F

x t

t kx

O

y

tv a r

r ky O

t t x x

kx

y r

y r

ky

y

x

( )

( ) ( ) ( )

+

=+

−

=

=+

−

=+

F F

F

N F

F F

F

N l

l F l

F

F

N l

d F l

F l

F

F

r y

r y

t t x

x

t t

x

tv a r

r y

1956890

591475

335837

1281779

779300

150.12815

,49.837

591300

5,49.89040

.5111150

475

2

2 4

3 3

2 3 4 3

21

23 3 22 2 4

21

3 22

2 23 3 4

 Ta có biểu đồ mômen xoắn và uốn của trục 2

F

F FF

F F

F F

 Xác định đường kính các đoạn trục 2

Mômen tương đương tại các tiết diện trục 2 là:

Theo công thức 10.15[1], 10.16[1] ta có:

2 2

2 M 0,75T M

0 σtđ

M

d =Thép 45 có σb = 600 MPa, đường kính sơ bộ trục 2 là d2 = 30 mm, theo bảng 10.5[1] có [ ]σ = 63 MPa

Do đó ta có:

( ) ( ) ( )

0

02,3063.1,0170380

8,2263.1,075005

17,1963.1,044365

mm d

mm d

Xuất phát từ yêu cầu về công nghệ, lắp ghép và độ bền, ta chọn đường kính các đoạn trục 2 như sau:

0 kτ

T

≥Chọn vật liệu làm trục là thép 45 có σb = 600 MPa, [τ] = 12 20 MPa

Do đó:

15.2,0

690021

≥Chọn sơ bộ d3 = 65 mm

Theo bảng 10.2[1], ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 3 là b03 = 33 mm

 Sơ đồ tính chiều dài các đoạn trục

b

k l k

h k l

l l l

32 31

33

0

1

m32 1

n 3 m33

 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực

Dựa vào bảng 10.13[1] và 10.14[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối

đỡ và điểm đặt lực như sau:

Từ công thức 10.10[1],10.11[1],10.13[1] ta có:

Chiều dài mayơ bánh vít:

lm32 = (1,2÷1,8)d3 = (1,2÷1,8).65 = 78 ÷ 117 Chọn lm32 = 80 mmChiều dài mayơ đĩa xích:

lm33 = (1,2÷1,5)d3 = (1,2÷1,5).65 = 78 ÷ 97,5 Chọn lm33 = 80 mmKhoảng côngxôn trên trục 3 từ đĩa xích tới ổ là:

lc33 = 0,5(lm33 + b03) + k3 + hn = 0,5.(80+ 33) +15 +15 = 86,5mmTheo bảng 10.14[1] ta có:

l32 = 0,5(lm32 + b03) + k1 + k2 = 0,5.(80+ 33) +10 +10 = 76,5mm

l31 = 2.l32 = 2.76,5 = 153 mm

l33 = l31 + lc33 = 153 + 86,5 = 239,5 mm