ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

LỜI NÓI ĐẦU Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư nghành chế tạo máy. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môm học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật .... đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này. Nội dung của đồ án : Phần I: Tính toán động học: 2 I. Chọn động cơ. 2 II. Phân phối tỉ số truyền. 3 III. Xác định công suất, tốc độ quay và mômen trên các trục. 3 Phần II: Thiết kế bộ truyền ngoài. 6 Phần III: Tính toán bộ truyền bánh răng. 10 A.Bộ truyền bánh trụ răng thẳng cấp nhanh. 10 B. Bộ truyền bánh trụ răng nghiêng cấp chậm. 23 Phần IV: Chọn khớp nối. 36 Phần V: Thiết kế trục. 38 Phần VI: Chọn ổ lăn. 64 Phần VII: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và bôi trơn. 69 Phần VIII: Bảng tra dung sai và lắp ghép. 73 Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau: - [1]:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1- PGS.TS-Trịnh Chất và TS-Lê Văn Uyển. - [2]:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2- PGS.TS-Trịnh Chất và TS-Lê Văn Uyển. -[3]: Dung sai và lắp ghép của GS.TS Ninh Đức Tốn. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những sai sót. Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được. Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Đỗ Đức Nam đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao . Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn ! ! ! PHẦN 1:TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC I.CHỌN ĐỘNG CƠ. 1.XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ. Pdc> Pyc= Trong đó: - CS công tác: Pct= = =4,61(KW) - Hệ số tải trọng động : == tmm =3(s) bỏ qua. = = =0,865 - Hiệu suất của bộ truyền: => Theo bảng 2.3[1] ta chọn: Hiệu suất khớp nối: =1 Hiệu suất 1 cặp ổ lăn: =0,99 Hiệu suất 1 cặp ổ trượt: =0,98 Hiệu suất bộ truyền bánh răng: =0,96 Hiệu suất bộ truyền xích: =0,90 => 1.(0,99)3.(0,96)2.0,98.0,90=0,7887 Pyc===5,06(KW) => Pdc > Pyc=5,06(KW) 2. XÁC ĐỊNH TỐC ĐỘ QUAY SƠ BỘ CỦA ĐỘNG CƠ. - Chọn usb =30 -> nsb =nct.usb Với: nct= ==48(v/ph) => nsb= 30.48=1440(v/ph) -Theo bảng P1.1[1] ta chọn động cơ: -Kí hiệu: K160S4. -Thỏa mãn : +Pdc=7,5(KW)> Pyc=5,06(KW) +ndc=1450(v/ph)~nsb=1440(v/ph) +=2,2 > =1,5 -Các thông số khác: +Hệ số cos=0,86 +Hiệu suất ĐC : dc=0,875 +Khối kượng ĐC: 94 (kg) +Đường kính trục ĐC: 32 (mm) II.PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN. - Ta có: uch===30,21=uh.ung - Chon ung=2 => uh= ==15,11. - Có: uh=u1.u2 Trong đó: u1 là tỉ số truyền cấp nhanh. u2 là tỉ số truyền cấp chậm. - Theo kinh nghiệm: Trong hộp giảm tốc khai triển u1=(1,21,3)u2. Chọn u1=1,3u2 =>1,3u22 = uh => u2===3,41 u1=1,3u2=4,43 - Tính lại tỉ số truyền của bộ truyền ngoài: ung===2 Vậy : ung=2 u1= 4,43 u2=3,41 III.XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT,TỐC ĐỘ QUAY VÀ MÔMEN TRÊN CÁC TRỤC. 1.XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT TRÊN CÁC TRỤC. - Pct=4,61(KW) - P3===5,23(KW) - P2===5,50(KW) - P1===5,79(KW) - Pdc===5,85(KW) 2.TÍNH TỐC ĐỘ QUAY CỦA CÁC TRỤC. - Trục ĐC: ndc=1450(v/ph) - Trục I: n1=ndc=1450(v/ph) - Trục II: n2===327,21(v/ph) - Trục III: n3===95,99(v/ph) - Trục công tác: nct==48(v/ph) 3.TÍNH MÔMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC. - Trục ĐC: Tdc=9,55.106=9,55.106. =38529(Nmm) - Trục I: T1=9,55.106=9,55.106. =38134(Nmm) - Trục II: T2=9,55.106=9,55.106. =160475(Nmm) - Trục III: T3=9,55.106=9,55.106. =520330(Nmm) - Trục công tác: : Tct=9,55.106=9,55.106. =917198(Nmm)

Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong

ch-ơng trình đào tạo kỹ s cơ khí đặc biệt là đối với kỹ s nghành chế tạo máy Đồ

án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môm học nh: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này Nội dung của đồ án :

Phần I: Tính toán động học: 2

I Chọn động cơ. 2

II Phân phối tỉ số truyền. 3

III Xác định công suất, tốc độ quay và mômen trên các trục 3

Phần II: Thiết kế bộ truyền ngoài. 6

Phần III: Tính toán bộ truyền bánh răng 10

A.Bộ truyền bánh trụ răng thẳng cấp nhanh 10

B Bộ truyền bánh trụ răng nghiêng cấp chậm 23

Phần IV: Chọn khớp nối 36

Phần V: Thiết kế trục 38

Phần VI: Chọn ổ lăn 64

Phần VII: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và bôi trơn 69

Phần VIII: Bảng tra dung sai và lắp ghép 73

Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau: - [1]:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1- PGS.Trịnh Chất và TS-Lê Văn Uyển - [2]:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2- PGS.Trịnh Chất và TS-Lê Văn Uyển -[3]: Dung sai và lắp ghép của GS.TS Ninh Đức Tốn. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lợng kiến thức tổng hợp còn có những mảng cha nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh đợc những sai sót Em rất mong đợc sự hớng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi đợc Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Đỗ Đức Nam đã trực tiếp hớng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ đợc giao Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn ! ! ! Phần 1:Tính toán động học I.Chọn động cơ 1.Xác định công suất động cơ.

Pdc> Pyc=

η

β

.

Pct

Trong đó:

- CS công tác: Pct=

1000

.v

1000

72 , 0

- Hệ số tải trọng động :

β=

tck

ti T

T tck

t T

T tck

tmm T

1

2 1

1

1 1

2 2

T tck

- Hiệu suất của bộ truyền: η η η η η η

x ot br ol

k⋅ ⋅ ⋅ ⋅

=> Theo bảng 2.3[1] ta chọn: Hiệu suất khớp nối: ηk=1

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn: ηol=0,99Hiệu suất 1 cặp ổ trợt: ηot=0,98Hiệu suất bộ truyền bánh răng: ηbr=0,96Hiệu suất bộ truyền xích: ηx=0,90

865 , 0 61 ,

v

.

60000

=

100 9

72 , 0

uh =

3 , 1

11 ,

21 , 30

=2 VËy : ung=2

p

90 , 0 98 , 0

61 , 4

23 , 5

50 , 5

79 , 5

31 , 327

95 ≈48(v/ph)3.TÝnh m«men xo¾n trªn c¸c trôc.

- Trôc §C: Tdc=9,55.106

n

p

dc dc

'

=9,55.106

1450

85 ,

50 , 5

23 , 5

xo¾n T

(Nmm)

38529 38134 160475/2 520330 917198

- Kdc:Hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lục căng xích.

Kdc=1 (điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích)

- Kbt:Hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn

Kbt=1 (bôi trơn nhỏ giọt)

- Kd:Hệ số tải trọng động

Kd=1,3 (do bộ tryền va đập vừa)

- Kc:Hệ số xét đến chế độ làm viêc của bộ truyền

Kc=1,25 (do bộ truyền làm việc 2 ca)

=> K=1.1.1.1.1,3.1,25=1,625

75 , 31 ) 25 50 (

2 2

1 ) 2 ( ) / (

5 ,

99 , 95

Q

+ + 0 ≥ [s]

1

1 n

1000 60

99 , 95 75 , 31

23 , 5

1000 =4118(N)-Lực căng do lực ly tâm sinh ra: Fv=q.V2

Khối lợng 1 met xích: q=3,8(kg)

=> Fv = 3,8.(1,27)2= 6(N)

-Lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động gây ra:

Vậy bộ truyền đảm bảo điều kiện bền.

6.Tính toán đờng kính đĩa xích.

+) Đờng kính vòng chia đĩa xích tính theo công thức (5.17) :

75 , 31

75 , 31

= 505,65 (mm)+) Đờng kính vòng đỉnh:

Z

g p

1 cot 5 , 0

25 cot 5 , 0 75 ,

Z

g p

2 cot 5 , 0

50 cot 5 , 0 75 ,

1268

32 , 253 65 , 505 180

k A

E F K F K

σ

.

47

- kd: hệ số phân bố tải trọng không đều cho các dãy

10 1 , 2 4 3 , 1 4118 42 , 0 47 , 0

5 1

10 1 , 2 4 3 , 1 4118 24 , 0 47 , 0

5 2

Phần III: Tính toán bộ truyền bánh răng

A.Bộ truyền bánh trụ răng thẳng cấp nhanh

- Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB1= 230 có :

σb1 = 750 MPa, σch1 = 450 MPa

- Bánh lớn : Thép 45 thờng hoá đạt độ rắn HB2= 215 có :

σb2 = 600 MPa, σch2 = 340 MPa

II Xác định ứng suất cho phép

1 ứng suất tiếp xúc cho phép.

1.1 Ta có: [σH] =  σ H 

o lim H

S ZR Zv KXH KHL Chọn sơ bộ: ZR Zv KXH = 1

=>Với bánh răng nhỏ : NHO1 = 30 HHB2,4 = 30.( 230 ) 2 , 4=1,4.107 (MPa)

=>Với bánh răng lớn : NHO2 = 30 HHB2,4= 30 ( 215 ) 2 , 4=1,19.107 (MPa)

Ta có: NHE = 60.c2 2

max ) (

H

m i

T

T

∑ n i.t i

Với:

- m H: Bậc đờng cong mỏi ( H B < 350 => m H= 6 )

- T i,n i,t i: lần lợt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ thứ i của bánh răng đang xét

- C: Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay của bánh răng (c=1)

- Tmax: momen xoắn lớn nhất

ck

i i HE

t

t T

T n c

1 1

8

3 ) 8 , 0 ( 8

5 1

= 1,35.10 9

ck

i i h HE

t

t T

T l n c

1 2

8

3 ) 8 , 0 ( 8

5 1

σ : ứng suất uốn cho phép đối với số chu kỳ cơ sở

- S F: Hệ số an toàn khi tính về uốn

F

σ =1,8 HB1=1,8.230= 414 (MPa) 0

2 lim

∑ n i.t i

Với: c: Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay (c=1)

T i,n i,t i: lần lợt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số gian làm việc ở chế độ thứ i của bánh răng đang xét

Tmax: momen xoắn lớn nhất

m F=6

=> N Fe1= 60.1.19000.1450 ]

8

3 ) 8 , 0 ( 8

5 1 [ 6 + 6 =1,2.10 9

N Fe2= 60.1.19000.327,31 ]

8

3 ) 8 , 0 ( 8

5 1 [ 6 + 6 =0,27.10 9Mặt khác: NFe1> NFo1=> KFL1=1

NHe2> NFo2=> KFL2=1

2.4 Ta có: KFC=1 ( do đặt tải 1 phía)

=> [σF1] =1414,75.1.1= 236,57 MPa

[σF2] =1387,75.1.1= 221,14 MPa

3 ứng suất quá tải cho phép.

3.1 ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

Với bánh răng thờng hoá, tôi cải thiện nên [σH] max=2,8 σch

1

] [

)

1 (

ba H

H a

w

u

K T u

K a

ψ σ

43 , 4 3 , 0 ] 55 , 454 [

023 , 1 38134 )

1 43 , 4 ( 5 ,

2 1

1

+

u m

a w

=

) 1 43 , 4 (

5 , 2

145 2

2 1

1

+

u m

a w

=

2

) 93 21 (

5 ,

= 114

1

- Tæng hÖ sè dÞch chØnh

- Góc ăn khớp:

cosαtw =

1 2

cos

20 cos 5 , 2

= 0,9235 => αtw = 22,560

d

Z Z

t u b

u K T

w H

.

1 2

1

1 1

+

≤ [σH]Trong đó :

cos 2

1 2

4 − = 0,877

- §êng kÝnh vßng l¨n b¸nh r¨ng nhá:

dw1 =

1

2 1

145 2

ν

H H 1

1 w w H

K.K.T.2

db

43 , 4 145 = 7,785

1 023 , 1 38134 2

41 , 53 5 , 43 785 , 7 1

) 1 43 , 4 (

260 , 1 38134 2 41 , 53

877 , 0 68 , 1

=> Đảm bảo điều kiện tiếp xúc.

3 Kiểm tra thừa bền.

32 , 393

32 , 393 82 , 431 ]'

V Kiểm tra bền uốn

1 ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng.

Theo công thức 6.43[1], ta có:

1

1

.

2

F wm

F Y Y Y b

w d

K T

, 1

1

=

- Yβ là hệ số kể đến độ nghiêng của răng của bánh răng

Yβ= 1 với bánh răng thẳng

- YF1 ,YF2 là hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tơng đơng và hệ số dịch chỉnh.

Với bánh răng thẳng: Zv1 = Z1 = 21(răng)

Zv2 = Z2 = 93 (răng) Theo bảng 6.18[1]:

ν

F F

w w F

K K T

d b

.

2 !

1

=> KFV = 1 +

1 036 , 1 38134 2

41 , 53 5 , 43 76 ,

=> KF = 1,036.1.1,61 = 1,668

Vậy : σF1= 0 , 591 1 3 , 66

5 , 2 5 , 43 41 , 53

668 , 1 38134 2

45 , 3 37 ,

=> Bộ truyền đảm bảo điều kiện bền uốn

VI Kiểm nghiệm răng về quá tải

=>σH1max < [ ]σH max= 952 (MPa)

Vậy: Đảm bảo các điều kiện quá tải về ứng suất tiếp xúc

=>σF1max < [ ]σF1 max = 360 (MPa)

max 2

F

σ = σF2.Kqt = 44,65.1,5 = 66,98 (MPa) =>σF2max < [ ]σF2 max = 272 (MPa)

VËy: §¶m b¶o ®iÒu kiÖn qu¸ t¶i vÒ øng suÊt uèn

VII TÝnh to¸n c¸c th«ng sè c¬ b¶n cña bé truyÒn

2 Lực tác dụng.

- Lực vòng:

5 , 52

38134 2 2 1

1 2

d

T F

) ( 61 , 236

d w =

Đờng kính đỉnh răng d a1 =58,27(mm)

) ( 43 , 241

d f =

Điều kiện cơ sở d b1 =49,33(mm)

) ( 48 , 218

50 ,

5 =2,75 (KW)

Tỉ số truyền: u=u2 = 3,41

Số vòng quay: n1 = 327,31 (v/ph)Mômen xoắn: T1 =

2 2

2

160475=80237,5 (Nmm)I.Chọn vật liệu và nhiệt luyện

- Bánh chủ động: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB1= 245 có :

σb1 = 850 (Mpa), σch1 = 580 (Mpa)

- Bánh bị động: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB2= 235 có :

σb2 = 750 (Mpa), σch2 = 450 (Mpa)

II Xác định ứng suất cho phép

1 ứng suất tiếp xúc cho phép.

1.3 Hệ số tuổi thọ: m H

HE

HO HL

H

m i

T

T

∑ n i.t i

Với:

m H: Bậc đờng cong mỏi ( H B < 350 => m H= 6 )

T i,n i,t i: lần lợt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ thứ i của bánh răng đang xét

c: Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay của bánh răng (c=1)

Tmax: momen xoắn lớn nhất

ck

i i h

t T

T l n c

1 1

8

3 ) 8 , 0 ( 8

5 1

t

t T

T l n c

1 2

8

3 ) 8 , 0 ( 8

5 1

2

H σ σ

- S F: Hệ số an toàn khi tính về uốn.

F

σ =1,8 HB1=1,8.245= 441 (MPa) 0

2 lim

N

N

Với:

- mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn ( mF = 6 với HB <350)

- Đối với thép, số chu kỳ cơ sở: NFo= 4.10 6(chu kỳ)

NFo1= NFo2 = 4.10 6( chu kỳ)

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng:

NFe = 60.c i mF

T

T

) ( max

t

t T

T l n c

1 1

8

3 ) 8 , 0 ( 8

5 1

t

t T

T l n c

1 2

8

3 ) 8 , 0 ( 8

5 1

3 ứng suất quá tải cho phép.

3.1 ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

Với bánh răng tôi cải thiện => [σH] max=2,8 σch

1 2

2

] [

)

1 (

ba H

H a

w

u

K T u

K a

ψ σ

41 , 3 2 , 0 ] 500 [

057 , 1 5 , 80237 )

1 41 , 3 (

2

8192 , 0 155 2 ) 1 (

cos

z2 = u2.z1 =3,41.29=98,89 => Lấy z2 =99 (răng)

- Tỷ số truyền thực : 3 , 41

29

99 1

) 99 29 (

2

2

) (

d

Z Z

t w

t H

u b

u K T

2

2 1

.

1

≤ [σH]Trong đó :

cos 2

tw

b

α β

8258 , 0

20 ( )

) 32 cos(

2

) 33 , 34 sin(

31

>

=

° π

1 )].cos( 34 , 33 ° ) = 1,435

155 2

. 1 1

s m n

ν

H H

w w H HV

K K T

d b K

2

1

H

u

a v g

2

2

0

155 205 , 1 73 002 , 0

29 , 70 31 186 , 1

) 1 41 , 3 (

210 , 1 5 , 80237 2 29 , 70

835 , 0 516 , 1 274

=> §¶m b¶o ®iÒu kiÖn bÒn vÒ tiÕp xóc.

3 KiÓm tra thõa bÒn.

12 , 444

12 , 444 450 ]'

V KiÓm tra bÒn uèn

1 øng suÊt uèn sinh ra t¹i ch©n b¸nh r¨ng:

Theo c«ng thøc 6.43[1], ta cã:

1

1

.

2

F w

F Y Y Y m

b w d

K T

, 1

1 − β° = − =

- YF1 ,YF2 là hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tơng đơng và hệ số dịch chỉnh.

) 8258 , 0 (

29 )

33 , 34 ( cos

99 )

33 , 34 ( cos

ν

F F

w w F

K K T

d b

.

2 !

1

29 , 70 31 558 , 3

= 1,031

=> KF = 1,131.1,37.1,031 = 1,598

Vậy : σF1= 0 , 697 0 , 755 3 , 64

2 31 29 , 70

598 , 1 5 , 80237 2

60 , 3 71 ,

=> Bộ truyền đảm bảo điều kiện bền uốn

VI Kiểm nghiệm răng về quá tải

=> σHmax = 543,93 < [ ]σH max= 1260 (MPa)

Vậy: Đảm bảo các điều kiện quá tải về ứng suất tiếp xúc

=> σF1max =169,07 < [ ]σF 1 max = 464 (MPa)

max

2

F

σ = σF2.Kqt = 111,47.1,5 = 167,21 (MPa)

=> σF2max = 167,21 < [ ]σF 2 max = 360 (MPa)

VËy: §¶m b¶o ®iÒu kiÖn qu¸ t¶i vÒ øng suÊt uèn

VII TÝnh to¸n c¸c th«ng sè c¬ b¶n cña bé truyÒn

29 2 cos

99 2 cos

d b2 =d2 cos α = 239 , 69 cos 20 ° = 225 , 23 (mm).

2 Lùc t¸c dông.

29 , 70

5 , 80237 2 2 1

1 2

d

T F

Z2 = 99 (răng)

Đờng kính vòng chia d1 =70,29(mm)

) ( 69 , 239

) ( 69 , 239

d f =

Điều kiện cơ sở d b1 =66,05(mm)

) ( 23 , 225

69 , 239 21

Chọn nối trục ròng đàn hồi theo điều kiện : Tt= K.T ≤ [T]

- T : Momen xoắn danh nghĩa T= 38529 (Nmm)

l1= 34 (mm); l2= 15 (mm); l3=28 (mm); h= 1,5 (mm)

- Lực vòng trên khớp: 856 , 20 ( ).

90

38529 2 2 0

N D

II Kiểm tra sức bền của vòng đàn hồi và chốt

1 Kiểm tra sức bền vòng đàn hồi.

.

2 3 0

d c

d Z D d l

T K

.

4

38529

=> Đảm bảo điều kiện dập của vòng đàn hồi

2 Kiểm tra sức bền của chốt.

1 , 0

0 3

0

u c

u

Z D d

l T K

σ

=> = = 32 , 37 ( ) < [ ] =

4 90 14 1 , 0

5 , 41 38529 2

15 34 2

2

1

sin 7 , 4735 30

sin

.

) ( 24 , 4101 30

cos 7 , 4735 30

cos

.

N F

F

N F

- Frk = 256,86 (N)

III Tính sơ bộ đờng kính trục

- Trục I : 1 3 1

] [ 2 ,

38134 3

160475 3

520330 3

- Khoảng cách từ mạnh cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay.

K1 = ( 8ữ15) mm => Lấy K1 =12(mm)

- Khoảng cách của mặt cạnh ổ đến thành trong của vỏ hộp.

11

13 12

1

l

l F l F

=> 264 , 4 ( )

240

120 8 , 528

11

12 1

l

l F

R y10 =F r1 −R y11= 528,8-264,4= 264,4(N)

+) Biểu đồ momen:

72 , 1452 58

04 , 2283

.

21

24

' 23 22

+ +

= +

+

=

l

l F l F l F

∑M x F r l F r l F r l R y l

=>

240

182 46 , 1006 120

8 , 528 58 46 , 1006

.

21

24

' 23 22

+

−

= +

−

=

l

l F l F l F

x x

F

0

04 , 2283 58

04 , 2283

.

31

33

' 4 34 32

4 31

+ +

= +

+

=

l

l F l F l F

x x t

§æi l¹i chiÒu Rx30 => Rx30= 903,69 (N).

30 + 4 + 4 − = +

−

=

y x

F

0

46 , 1006 83

24 , 4101

.

31

33

' 4 34 32

4 31

+ +

= +

+

=

l

l F l F l F

y x r

22

Biểu đồ mômen:

Ta có:

30

2 30

0 tdσ

M

63 1 , 0

46 , 37359

95 , 106270

01 , 33025

0 tdσ

M

Tra bảng 10.5, với d2 =35, vật liệu là thép 45 có σb≥600 Mpa

=>[σ ] = 59,75(MPa).

=> d22 = d24 = 31 , 83 ( ).

75 , 59 1 , 0

50 , 192735

0 tdσ

M

75 , 59 1 , 0

06 , 232026

10 , 597960

0 tdσ

M

50 1 , 0

46 , 731840

=> Lấy d32= 55 (mm)

+) Tại tiết diện 31 lắp ổ lăn: d31 = d30 = 50 (mm)

+) Tiết diện lắp xích đĩa:

Mtđ34 = 450619 (Nmm)

=> 34 3 [ ]34

1 ,

0 tdσ

M

50 1 , 0

τ σ

s s

s s s

mj aj

σ

σ σ

dj j

k

s

τ ψ τ

τ

τ τ

1 1 06

1 1 9

+) Momen chống uốn:

W12 =

12

2 1 12 1

3 12

2

) (

32

.

d

t d t b

π

30 2

) 4 30 (

4 8 32

3 12

2

) (

16

.

d

t d t b

π

30 2

) 4 30 (

4 8 16

+) σm12= 0

σa12 = σmax12= 44 , 11 ( )

19 , 2290

22 , 101009 12

38134

2

12 12

max 12

6 , 261

m a

d

k

s

σ ψ σ

σ

σ σ

σ

0 86 , 3 1

73 , 151

m a

d

k

s

τ ψ τ

τ

τ τ

τ

( ) ( ) (5 , 49) (39 , 31) 5,44

31 , 39 49 , 5

2 2

2 12

2

12

12 12

+

= +

=

τ σ

τ σ

s s

s s

s

s12 > [s] = (2,5 ÷ 3)

=> Đảm bảo điều kiện bền mỏi và không cần kiểm tra độ cứng

1.2 Tiết diện 11 ( lắp ổ lăn)

1 1 06

1 1 64

π

W011 = 3067 , 96 ( )

16

25 16

48 , 17466 11

38134

2

11 11

max 11

6 , 261

m a

d

k

s

σ ψ σ

σ

σ σ

σ

0 21 , 6 86 , 0

73 , 151

m a

d

k

s

τ ψ τ

τ

τ τ

τ

=> ( ) . ( )2 (2121,27,27)2.28(,2841,41)2 17,03

11

2 11

11 11

+

= +

=

τ σ

τ σ

s s

s s s

1 1 73

3 13

2

) (

16

.

d

t d t b

π

20 2

) 5 , 3 20 (

5 , 3 6 16

38134

2

13 13

max 13

73 , 151

13

1 13

+

= +

=

m a

d

k s s

τ ψ τ

τ

τ τ

τ

=> s13 > [s] = (2,5 ÷ 3)

=> Đảm bảo điều kiện bền mỏi và không cần kiểm tra độ cứng

2 Trôc II.

1 1 06

1 1 94

3 22

2

) (

32

.

d

t d t b

π

34 2

) 4 34 (

5 10 32

W022 =

22

2 1 22 1

3 22

2

) (

16

.

d

t d t b

π

34 2

) 4 34 (

5 10 16

28 , 179773 22

5 , 80237

2

22 22

max 22

6 , 261

m a

d

k

s

σ ψ σ

σ

σ σ

σ

0 65 , 5 02 , 1

73 , 151

m a

d

k

s

τ ψ τ

τ

τ τ

τ

=> ( ) . ( )2 (4,374,37)2.26(,2633,33)2 4,31

22

2 22

22 22

+

= +

=

τ σ

τ σ

s s

s s s

s12 > [s] = (2,5 ÷ 3)

=> Đảm bảo điều kiện bền mỏi và không cần kiểm tra độ cứng

Do mặt cắt 24 chịu tải giống mặt cắt 22 nên không cần kiểm nghiệm mặt cẳt

1 1 06

1 1 96

3 23

2

) (

32

.

d

t d t b

π

36 2

) 4 36 (

5 10 32

3 23

2

) (

16

.

d

t d t b

π

36 2

) 4 36 (

5 10 16

+) σm23= 0

σa23 = σmax23= 56 , 57 ( )

08 , 3913

49 , 221376 23

5 , 80237

2

23 23

max 23

6 , 261

m a

d

k

s

σ ψ σ

σ

σ σ

σ