Thiết kế hệ thống truyền động máy sàn bánh răng nghiêng

MỤC LỤC PHẦN I:TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG. I. Chọn động cơ A. Xác định công suất cần thiết của động cơ B. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.PHẦN II:PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN. PHẦN III: TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ,CÔNG SUẤT,MÔ MEM VÀ SỐ VÒNG QUAY TRÊN CÁC TRỤC. PHẦN IV :TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY. i. TíNH TOáN Bộ TRUYềN TRONG HộP GIảM TốC. 1.tính toán bộ truyền bánh răng trụ nghiêng. 1.1. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép. 1.2. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: 1.3. Xác định các thông số ăn khớp 1.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. 1.5 Kiểm nghiệm độ bền uốn. 1.6. Kiểm nghiệm răng về quá tải. 1.7. Thông số cơ bản của bộ truyền 1.9. Lập bảng thông số II.tính toán bộ truyền ngoài hộp .( Bộ truyền đai thang) 2.1 Chọn tiết diện đai. 2.2 Tính toán sơ bộ đai III. PHẦN V: THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN KHỚP NỐI. 1. Chọn vật liệu 2. Xác định sơ bộ đường kính trục. 3. Tính chọn khớp nối giữa trục II và trục của băng tải . PHẦN VI: TÍNH TOÁN KIỂM NGHIỆM TRỤC 1.1.Chọn vật liệu . 3 .Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 3.1:trục 1 3.2:trục 2 4Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. 5:Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Phần VII – TÍNH CHỌN THEN 7.1:Chọn then cho trục I Phần VIII – TÍNH CHỌN Ổ TRỤC 1. Chọn ổ lăn cho trục I. Phần IX – BÔI TRƠN ĂN KHỚP VÀ Ổ TRỤC 1 Bôi trơn ăn khớp phần X: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC 1.1 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

MỤC LỤC

Lời nói đầu 2

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ điện 4

1.2 Phân phối tỷ số truyền 5

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 2.1 Thiết kế bộ truyền Xích 6

2.2 Thiết kế bánh răng 9

2.3 Thiết kế trục 21

2.4 Tính toán chọn ổ 34

2.5 Thiết kế vỏ hộp 40

2.6Các chi tiết phụ 41

2.7 Bảng dung sai lắp ghép 43

Tài liệu tham khảo 45

LỜI NÓI ĐẦU

Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí nhằm củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí.

Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Hữu Lộc, cũng như các thầy cô và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.

Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn.

Sinh viên thực hiẹân Nguyễn Minh Trung

 Số liệu thiết kế:

Công suất trên trục công tác:P=7 (KW)

Sô vòng quay trên trục công tác:n=50 (vg/phút)

Thời gian phục vụ: L = 7 năm tương đương 33600 giờ

Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ.

Chế độ tải:

T 1 = T :T 2 = 0,8T

t 1 = 48 :t 2 =12

ĐỘNG CƠ MÁY SÀN

1 2

3

Chú thích : 1 nối trục đàn hồi

2 Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi

3 Bộ truyền xích ống con lăn

T1

T2

Sơ đồ tải trọng

Sơ đồ động hệ thống truyền động máy sàn

PHẦN I:

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

 Số liệu thiết kế:

Công suất trên trục công tác: P ct = 7KW

Số vòng quay trục công tác: n ct = 50 vg/ phút

1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

2 Công suất cần thiết của động cơ:



A ct dc

K P

12 ) 8 , 0 ( 48 ) ( )

Ti

và Hiệu suất chung của bộ truyền:

8406,0

Trong đó:hiệu suất bộtruyền xíchX  0 , 93

hiệu suất bộtruyền bánh răng br  0 , 97

hiệu suất bộtruyền ồ lăn OL  0 , 99

hiệu suất nối trục đàn hồi OL  0 , 99

) ( 02 , 8

.

KW K

3 Với công suất cần thiết của động cơ Pdc = 8,02 KW

4 Tra bảng P1.3 tài liệu tham khảo [1] ta chọn công suất động cơ P =11KW vớisố vòng quay và phân bố tỷ số truyền chung của hệ thống như bảng sau:

Loại động cơ Số vòng quay

động cơ(vg/phút) Tỷ số truyền chung

1.2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Từ bảng số liệu trên và để thõa mãn số vòng quay các bộ truyền hợp lý ta chọn loại động cơ 4A160S6Y3

4 Với tỷ số truyền chung uch= 19,4 , tra bảng 3.1 trang 43 tài liệu tham khảo[1]

ta chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc và của các cấp bánh răng như sau:

Uhộp giảm tốc= 8 vơí ubr1 = 3,08

Ubr2 = 2,6Từ đó ta có tỷ số truyền của bộ truyền xích là : 2 , 425

8

4 , 19

u

u u

5 Với các thông số vừa chọn, ta thiết lập bảng đặc tính kỹ thuật sau:

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

 Số liệu ban đầu:

Công suất P =7,39 KW

Số vòng quay bánh dẫn: n = 121,25 vg/phút

Moment xoắn: T = 582057 Nmm

Tỷ số truyền: u= 2,245

Điều kiện làm việc: quay một chiều, làm việc 2 ca ,tải va đập nhẹ, bôi trơn nhỏ giọt, trục đĩa xích điều chỉnh được.

I TÍNH TOÁN:

1 Chọn loại xích ống con lăn một dãy

2 Số răng đĩa xích dẫn:

Theo bảng 5.4 tài liệu [1] trang 80 ứng với tỷ số truyền u= 2,425 chọn

Z1=25

 Z2 =u.Z1 = 2,425 25 = 60,625  Chọn Z2 = 61 < Zmax= 130

3 Khi đó tỷ số truyền chính xác bộ tuyền xích :

44 , 2 25

4 Ta có hệ số điều kiện sử dụng xích:

K = Kr Ka Ko Kdc Kb Klv

Với:

Kr =1,2 là hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ

Ka =1 là hệ số ảnh hưởng khoảng cách trục với a =(30 50 ) pc

K0 =1 là hệ số ảnh hưởng bố trí bộ truyền ứng với bộ truyền nằm ngang

Kdc =1 là hệ số ảnh hưởng khả năng điều chỉnh lực căng xích

Kb =1 là hệ số điều kiện bôi trơn

Klv =1,12 hệ số làm việc ứng với làm việc 2 ca

 K = Kr Ka Ko Kdc Kb Klv =1,344

Ta có hệ số vòng quay 1 , 649

25 , 121

Với n01 =200 tra từ bảng 5.4 tài liệu tham khảo[3]

Và hệ số răng đĩa xích : 1

25

25 25 1

5 Từ đó ta có công suất tính toán:

378 , 16 1

39 , 7 1 649 , 1 344 , 1

P K K K P

Theo bảng 5.4 tài liệu [3] ứng với công suất cho phép [P]> Pt và số vòng quay thực nghiệm n01=200 ta có được bứơc xích pc =31,75mm

6 Kiểm tra số vòng quay tới hạn ứng với bước xích pc=31,75mm tra từ bảng 5.2[3] ta có ntới hạn =630 > nbộ truyền=121,25 (vg/phút) Ta thấy bước xích vừa chọn trên thoã

7 Tiếp tục ta kiểm mghiệm bước xích theo công thức sau :

3 1

1 [ ].

.

600

x c

K Po n Z

K P

p 

Với [Po] =29MPa tra từ bảng 5.3 tài liệu [3]

K Po n Z

K P p

x

].

[

.

600 3

1 1





Bước xích đã chọn thoã mãn điều kiện trên

8 Tính toán các thông số của bộ truyền xích vừa chọn :

+ Vận tốc trung bình của xích: 1 , 604 ( / )

60000

. 1

s m Z

p n

2

) 1 2 2

2 1

a

Ta chọn X=124 mắt xích + Chiều dài xích: L=X.pc=3937mm

Từ đó ta tính khoảng cách trục chính xác:

mm Z

Z Z

Z X Z

Z X p

2 1 2 8 2

2 1 2

2 1 25

, 0

2 2

Do đó ta có khoảng cách trục tính toán là a=1269,06mm

+ Lực tác dụng lên trục: Fr= Km Ft = 1,15.4607=5298(N)

Với Km=1,12 hệ số trọng lượng xích ứng với bộ truyền xích nằm ngang

+ Đường kính đĩa xích :

Bánh dẫn:

mm p

d d

mm Z

p d

c a

c

885 , 274 7

, 0

66 , 252

1 1

1 1

d d

mm Z

p d

c a

c

72 , 638 7

, 0

49 , 616

2 2

2 2

25 , 121 25 15

Với [i] =16 tra bảng 5.6 tài liệu[3]

10.Kiểm tra xích theo hệ số an toàn:

Fo Fv F

Q s





 1

Với Q =88,5 (KN) tra bảng 5.2 tài liệu[1]

F1=Ft=4607 (N)Fv=qm.v2=9,777 (N)Với qm=3,8 (kg/m) tra bảng 5.2 tài liệu [1]

Fo=Kf a qm g = 6 1269,06 3,8 9,81 =283,85

Với Kf=6 hệ số phụ thuộc độ võng của xích khi xích nằm ngang

] [ 06 , 18 1

s Fo

Fv F

Với [s] =(7,8÷9,4) bảng 5.7 tài liệu [3]

2.2 THIẾT KẾ BÁNH RĂNG

ĐỘNG CƠ

MÁY SÀN

1 2

3

Chú thích : 1 nối trục đàn hồi

2 Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi

3 Bộ truyền xích ống con lăn

T1

T2

Sơ đồ tải trọng

Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ.

Chế độ tải:

T 1 = T :T 2 = 0,8T

t 1 = 48 :t 2 =12

 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng :

Chọn thép 45 Cr đựơc tôi cải thiện

Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn độ rắn trung bình:

Bánh dẫn: HB 1 =240 HB Bánh bị dẫn: HB 2 =230 HB

A TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM

Số liệu ban đầu:

Công suất P =7,7 KW

Số vòng quay bánh dẫn: n = 315,25 vg/phút

Moment xoắn: T = 233259 Nmm

Tỷ số truyền: u= 2,6

Tuổi thọ L h = 7 năm tương đương 33600 giờ

1 Số chu kỳ làm việc cơ sở

Và: NFO1=NFO2=5.106 chu kỳ

2 Số chu kỳ làm việc tương đương:

7 3

max

7 3

max

7 6

max

7 6

max

Vì: N HE1 N HO1;N HE2  N HO2;N FE1 N FO1;N FE2  N FO2

Nên ta có hệ số tuổi thọ: K HL1 K HL2 K FL1 K FL2 1

3 Theo 6.13 tài liệu [3], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:

70

2 lim  HB 

OH



Bánh dẫn : OHlim1  2 HB  70  550MPa

Bánh bị dẫn: OHlim2  2 HB  70  530MPa

4 Ta có giới hạn mỏi uốn:

HB

OFlim  1 , 8



Bánh dẫn : OFlim1  1 , 8HB 432MPa

Bánh bị dẫn: OFlim2  1 , 8HB  414MPa

5 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

1(50

u

K T u

a

H ba

H w

022 , 1 233259 )

1 6 , 2 (





Theo tiêu chuẩn chọn: aw = 200mm

9 Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo : m= (0,01÷0,02)aw

(Ứng với HB1, HB2 < 350HB)

 m=0,015 200=3Tổng số răng :

133 3

200 2 2

2

m

a z

6 , 2 1

133 1

2 1

Chọn z1=37 răng z2= 133-37=96 răng 10.Khi đó tỷ số truyền chính xác của bộ truyền là:

59 , 2

11.Các thông số hình học của bộ truyền:

o Đường kính vòng chia:

d1= z1 m=37.3= 111 mm

d2 =z2 m=96.3= 288 mm

o Đường kính vòng đỉnh:

117

2 1

294

2 2

25 , 315 111 60000

. 1 1

s m n

d

Theo bảng 6.3 [3] chọn cấp chính xác là 9

o Xác định giá trị các lực :

12.Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

Theo bảng 6.5 [3], ta chọn hệ số tải trọng động :

11,,107206

FV

HV

K K

MPa MPa

u b

u K T d

Z Z

Z

H w

H H

M

.

) 1 (

2

Do đó bánh răng thoã điều kiện Ứng suất tiếp xúc

13.Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn:

o Hệ số dạng răng:

37

2 , 13 47 , 3 2 , 13 47 , 3



F

Y



 Ta kiểm nghiệm bánh dẫn có độ bền thấp hơn

o Ứng suất uốn tính toán:

MPa MPa

m b

K K F Y

F n

w

Fv F t F

.

.

1 1

1 1

Do đó độ bền uốn được thoã

B TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH

Số liệu ban đầu:

Công suất P 4 , 01KW

2

02 , 8

x br

ch br

u u

u u

Tuổi thọ L h = 7 năm tương đương 33600 giờ

1 Số chu kỳ làm việc cơ sở

Và: NFO1=NFO2=5.106 chu kỳ

2 Số chu kỳ làm việc tương đương:

7 3

max

7 3

max

7 6

max

7 6

max

Vì: N HE1 N HO1;N HE2  N HO2;N FE1 N FO1;N FE2  N FO2

Nên ta có hệ số tuổi thọ: K HL1 K HL2 K FL1 K FL2 1

3 Theo 6.13 tài liệu [3], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:

70

2 lim  HB 

OH



Bánh dẫn : OHlim1  2 HB  70  550MPa

Bánh bị dẫn: OHlim2  2 HB  70  530MPa

4 Ta có giới hạn mỏi uốn:

HB

OFlim  1 , 8



Bánh dẫn : OFlim1  1 , 8HB 432MPa

Bánh bị dẫn: OFlim2  1 , 8HB  414MPa

5 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

7 Do hộp gảim tốc được bôi trơn tốt ( bộ truyền kín) Do đó tính toán thiết kế theo độ bền tiếp xúc.

.)1(43

u

K T u

a

H ba

H w

01 , 1 39480 )

1 07 , 3 (





Theo tiêu chuẩn chọn: aw = 160mm

9 Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo : mn= (0,01÷0,02)aw

(Ứng với HB1, HB2 < 350HB)

 ta chọn mn=310.Tính góc nghiêng răng  thoãđiều kiện sau: 30o<<40o

) 1 (

40 cos 2 )

1 (

30 cos

1 0

u m

a

n

w n

w

07 , 20 7

,

Vậy ta chọn z1=22 răng

Khi đó số răng bánh răng bị dẫn :z2=z1.u=22 3,07=67,54

Ta chọn z2=68 răng

11.Khi đó tỷ số truyền chính xác của bộ truyền là:

09 , 3

2

).

1 (

22 ).

1 09 , 3 (

3

13.Các thông số hình học của bộ truyền:

o Đường kính vòng chia:

mm Z

m

48 , 32 cos

22 3 cos

m

48 , 32 cos

22 3 cos

2 1

83 , 247

2 2

) 1 (





u m z

/ ( 97 , 3 60000

. 1 1

s m v

s m n

d

Theo bảng 6.3 [3] chọn cấp chính xác là 9

o Xác định giá trị các lực :

o Theo bảng 6.6 [3], ta chọn hệ số tải trọng động :

11,,1709

FV

HV

K K

o Hệ số trùng khớp ngang:

68

1 22

1 (

2 , 3 88 ,

48 , 32 sin 6 , 25

o Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

u b

u K T d

Z Z Z

w

H w

H M

) 1 (

2

1 1

cos 2





tw H

, 132 cos

20 tan arctan cos

Do đó bánh răng thoã điều kiện Ứng suất tiếp xúc

15.Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn:

o Xác định số răng tương đương

65 , 36 ) (cos 3

Z Y

o Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:

45 , 64 ] [



F

Y



 Ta kiểm nghiệm bánh dẫn có độ bền thấp hơn

o Ứng suất uốn tính toán:

n w

F t F F

m b

Y Y K F Y

.

.

 

Với: K F K F.K F.K Fv  1 , 223

83 , 3

F

Y

582 0 718 , 1

1 1

Do đó độ bền uốn được thoã

Bảng thông số bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc:

Kiểmnghiệm điều kiện bôi trơn ngâm dầu :

Bánh răng

Thông số

Bánhdẫn bị dẫnBánh dẫnBánh bị dẫnBánhKhoảng cách

Điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc là:

Mức dầu thấp nhất ngập (0,7 ÷2) chiều cao răng (h2=2,25m) của bánh răng 2, nhưng

2.3 THIẾT KẾ TRỤC

Vật liệu chế tạo trục là thép 45C tôi cải thiện.

Giới hạn bền:b =750MPa.

Trị số của ứng suất uốn cho phép tương ứng với b =750MPa tra trong bảng 10.5 tài liệu [1]: []=63MPa

Ưùng suâ`t xoắn cho phép: [ ]=20÷25 MPa đối với trục vào, ra

[ ]=10÷15 MPa đối với trục trung gian.

Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức sau:

3

] [

2 ,

2 , 0

2 , 0

2 , 0

với lm11=42mm là chiều dài mayơ của nối trục đàn hồi

k3=10mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1]

hn=20mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1] )

với lm22=35mm là chiều dài mayơ của 2 cặp bánh răng nghiêng

k1=10mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1])

k2=9mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1] )

với lm31=65mm là chiều dài mayơ của bánh xích

k3=10mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1]

hn=15mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1] )

Ta có: l11 =l21 = l31 =2l23 = 226mm

A TÍNH ĐƯỜNG KÍNH CÁC ĐOẠN TRỤC:

I Trục I:

Ta có:

N F

F t1  t2  1009

N F

F r1  r2  435

N F

F a1  a2  642

Nmm d

F M

2

1 1 2

Nối trục đàn hồi:

Với:Fr3=(0,2÷0,3)Ft  Fr3=0,3.(2T/D)=658N với chiều ngược với chiều của lực vòng trên bánh răng

T

78960 39480

39480 79527 56817

20880

45995

20880 45995

xy

Fr3 Rbx=176N Ft1 Ft1

yz

B E D

C A

x

z y

o Trong mặt phẳng yz, tacó:

N M

M Fr

Fr

226

1 2 48 2 178 1

o Trong mặt phẳng xy, tacó:

N Fr

Ft Ft

226

60 3 48 2 178 1

2 Tính đường kính tại các đoạn trục:

d C 23 , 4

] [

1 , 0

d D 26 , 3

] [

1 , 0

d B 23 , 23

] [

1 , 0

d D 23 , 2

] [

1 , 0

Lực trên bánh răng nghiêng:

N F

F t1  t3  965

N F

F r1  r3  418

N F

F a1  a3  614

Nmm d

F M

2

1 1 3

116629,5 147192

180751 Ft2 Fr2

Ft3 Fa3

Ft1 Fr3 Fr1

D

Mx

T 116629,5

283789,5 147192

16656

90898

16656 90898

xy

Rbx=3066,5N Rax=3066,5N

My

Ma3 Ma1

Rby=347N Ray=347N

Fr2 yz

B E C

A

x

z y

Fa1

1 Tính phản lực tại các gối tựa:

o Trong mặt phẳng yz, tacó:

N M

M Fr

Fr Fr

226

1 3 48 3 178 1 113 2

o Trong mặt phẳng xy, tacó:

N Ft

Ft Ft

226

48 3 113 2 178 1

d C 31 , 68

] [

1 , 0

d D 39 , 641

] [

1 , 0





Theo tiêu chuẩn chọn dD=40mm

o Tại A và tại B: tachọn dA=dB=30mm

F X  r2  5298

Biểu đồ moment:

A Fr2

582057 271200

Ft1 Fr1

D

Mx

T 228373

376158

xy

Rbx=2021N Rax=2021N

My

Rby=2400N Ray=6227N

yz

B C

x

z y

1 Tính phản lực tại các gối tựa:

o Trong mặt phẳng yz, tacó:

N Fr

Fr

226

71 2 113 1







N Rby

Fr Fr

o Trong mặt phẳng xy, tacó:

N Ft

d C 45 , 2

] [

1 , 0

d D 46 , 7

] [

1 , 0

d A 46 , 4

] [

1 , 0

B KIỂM NGIỆM TRỤC THEO HỆ SỐ AN TOÀN

o Vật liệu trục :thép C45, tôi cải thiện.

b =750MPa Với: -1 = 0,436 b =327MPa

-1 =0,58 b =189,66MPa

o Hệ số xét đến ảnh hưởng tập trung tải trọng:K ,K

Tra bảng 10.8 tài liệu[3] ta có : K=2,05

số

Đườngkính(mm)

chốnguốn W

MomentcảnxoắnW0

25 (B) 1562,5 3125

Riêng d=25mm do lắp có độ dôi, ta có:K/=2,44 và

K/=1,86Trục II 34 (C)40 (D) 10x810x8 55 5517,63240 11800,77099

Bảng kiểm nghiệm hệ số an toàn s :

(trong đó, [s] hệ số an toàn cho phép nằm trong khoảng 1,5÷2,5 ; khi [s] =2,53 ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng.)

 ,  là hệ số kích thước tra trong bảng 10.3 tài liệu [3]

a , a là biên độ của ứng suất tính theo:

m a

1

m a

1

o Khi đó hê số an toàn kiểm nghiệm cho trục là :

2 2

s s s





Kết quả kiểm ngiệm hệ số an toàn cho thấy các đoạn trục đều thoã mãn hệ số an toàn kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi Ngoài ra trục còn đảm bảo về độ cứng

C KIỂM NGIỆM THEN

Kiểm ngiệm điều kiện bền dập và bền cắt đối với then bằng:

Với các tiết dịên trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền că’t theo:

] [ ) (

.

2 1

d t

d

t h l d

2

c t

Và [d ]=4060MPa là ứng suất cắt cho phép

Bảng kiểm nghiệm then:

Đường_kín

h (mm)

Then(mm)

Chiều_dài_the

n l (mm)

Chiều_dài_làm

Moment

T (Nm)

việc của then

lt

(mm)

d

(MPa)

d

(MPa)bxh t1

5,

Trong đó chiều dài then l (mm) chọn theo tiêu chuẩn ở bảng 9.1 a tài liệu [1]

2.4 TÍNH TOÁN CHỌN Ổ

A TRỤC CẤP NHANH ĐẦU VÀO:

Đường kính ngõng trục: d=25mm ta tiến hành chọn ổ bi đỡ một dãy

Số vòng quay n=970 vg/phút.

1 Tính toán và kiểm nghiệm ổ :

2 Vì trên đầu vào của trục có lắp nối trục đàn hồi nên cần chọn chiều của lực trên nối trục Fr3 ngược với chiều đã chọn khi tính trục Khi đó phản lực trong

ổ sẽ là:

xy

Fr3 Rbx

Ft1

Ft1 Rax

B

E D

C A

Fr Ft Ft Rbx ( 1  2  3 )   1841 , 7

Khi đó tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

N Ray