Thiết kế hệ dẫn động vít tải để tải trộn bột Sa Mốt, dùng hộp giảm tốc bánh trụ hai cấp đồng trục

Qua quá trình làm đồ án tốt nghiệp giúp cho sinh viên hiểu rõ hơn về những kiến thức đã đợc tiếp thu trong quá trình học tập, đồng thời nâng cao khả năng vận dụng sáng tạo những kiến thứ

Mục lục

Chơng I : Tính chọn động cơ và phân loại tỉ số truyền 6Chơng II : Tính thiết kế các bộ truyền cơ khí 11

Phần III : Lập quy trình công nghệ gia công giá đỡ đầu trục ra 67

Lời nói đầu

Ngành kinh tế nói chung và ngành cơ khí nói riêng đòi hỏi các kỹ s

và các cán bộ kỹ thuật có kiến thức tơng đối rộng và phải biết vận dụng sáng tạo những kiến thức đã học để giải quyết những vấn đề thờng gặp trong thực tế

Đồ án tốt nghiệp đóng vai trò hết sc quan trọng trong quá trình đào tạo trở thành ngời kỹ s Qua quá trình làm đồ án tốt nghiệp giúp cho sinh viên hiểu rõ hơn về những kiến thức đã đợc tiếp thu trong quá trình học tập, đồng thời nâng cao khả năng vận dụng sáng tạo những kiến thức này để làm đồ án cũng nh công tác sau này.

Là một sinh viên chuyên ngành cơ khí Trong thời gian làm đồ án tốt nghiệp em đợc giao nhiệm vụ: “Thiết kế hệ dẫn động vít tải để tải và trộn bột Sa Mốt, dùng hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục“

Đây là một đề tài mới và khó đối với em Tuy nhiên trong thời gian đi thực tập và làm đồ án tốt nghiệp đợc sự chỉ bảo tận tình của cô giáo hớng dẫn: Th.s Nguyễn Thị Hồng Cẩm và với các thầy giáo trong bộ môn cộng với sự học hỏi của bản thân em đã đa ra một phơng án Thiết kế hệ thống dẫn động vít tải để tải và trộn bột Sa Mốt, dùng hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục, theo em phơng án này sẽ đảm bảo độ chính xác và yêu cầu kỹ thuật.

Đồ án tốt nghiệp của em gồm có phần thuyết minh và phần bản vẽ

mà ở đó đã trình bày đầy đủ quy trình công nghệv và yêu cầu kỹ thuật Nhng do trình độ hiểu biết về lý thuyết và thực tế còn hạn chế, do đó trong

đồ án này không thể tránh khỏi sai sót Vậy em rất mong nhận đợc sự chỉ bảo của các thầy giáo cô giáo trong bộ môn, để em có thể hiểu sâu hơn về môn học cũng nh các phơng án khác hợp lý hơn.

Em xin chân thành cảm ơn cô giáo hớng dẫn ThS Nguyễn Thị Hồng Cẩm, cùng các thầy, cô giáo trong khoa cơkhí TrờngĐHKTCNTN đã tận tình hớng dẫn em hoàn thành đồ án đúng thời hạn Đồng thời cũng bày tỏ lòng biết ơn chân thành tới các thầy cô giáo và các bạn đã giúp đỡ

em trong suốt 5 năm học qua cũng nh trong thời gian làm đồ án tốt nghiệp

Thái Nguyên ngày tháng năm 2011

Sinh viên

PhạmThanhBình

Phần I Tính toán vít tải

I: Xác định đờng kính vít tải

Năng suất của vít tải Q đợc xác định theo công thức sau:

Q = (60..D2 P n  KC Kn)/4Trong đó:

D: đờng kính vít tải (m)

P: Bớc vít tải (m)

: khối lợng riêng của vật liệu vận chuyển(tấn/m3)  = 0,65 0,78(tấn/m3)n: Số vòng quay vít tải (vòng/ph) n = Kv/ D với:

KV: hệ số phụ thuộc vật liệu Kv = 45 với vật liệu là than đá

KC: Hệ số chất đồng tiết diện máng phụ thuộc vật liệu

)

7 , 37

5 / 2

) 1 25 , 0 45 7 , 37

II Xác định số vòng quay của vít tải

Ta có công thức xác định số vòng quay của vít tải theo đờng kính vít tải

III Xác định công suất trên vít tải

Đối với vít tải mô đun ngang công suất trên trục vít tải đợc xác định theocông thức sau:

P = Co Q L /360Trong đó:

Q : là năng suất của vít tải Q = 35 (m3/h)

L : là chiều dài vận chuyển của vật liệu theo phơng ngang L = 50(m)

Co: hệ số lực cản ma sát với vật liệu than đá có Co = 2,5

Vậy: P = 2,5 35 50/360 = 12,15(kw)

IV Xác định mô men xoắn trên vít tải Tv (Nmm)

Tv = 9,55 106P/Nv = 9,55 106 12,15 /75 = 1547.103(Nmm)

Ta có [T] = 10 000kg/m = 10 000 104 (Nmm)

(Tra trong TCLX 2037 - 65 hoặc TCLX 2037 - 75)

Vậy thoả mãn điều kiện Tv  [T]

V - Xác định lực dọc trên vít tải

Lực dọc trục trên vít tải đợc xác định theo công thức:

Fav =

)]

( [R tg   

 Góc nâng của đờng xoắn vít xác định theo công thức

: Góc ma sát của vật liệu vận chuyển với cánh vít

Phần II Tính hộp giảm tốc

Sơ đồ dẫn động vít tải

II +

.

+

3

III I

4 1

2

IV

H ớng vận chuyển

+

Các thông số trên trục công tác:

PIV = 1,75 KW

nIV = 95 v/ph

- Dễ bảo quản

- Làm việc tin cậy

Pdc

dm - Công suất định mức của động cơ

Pdc

dt Công suất đẳng trị trên trục động cơ Xác định nh sau:

Với tải trọng không đổi

Pdc

Lv - Giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác

 - Hiệu suất chung của toàn hệ thống theo sơ đồ dẫn động ta có:

 = o4 2brt.2K

Trong đó:

o - Hiệu suất của một cặp ổ lăn

brt - Hiệu suất của một bộ truyền bánh răng trụ

k - Hiệu suất của khớp nốiTheo bảng 1.1[1] ta có:

ô = 0,995

brt = 0,97

k = 1Vậy ta có:

đc = 0,9954 0,972 12 = 0,922

=> Pdc

LV =

922 , 0

15 , 12







ct LV

f - Tần số của dòng điện xoay chiều f = 50Hz

P - Số đôi cực của động cơ điện chọn P = 2

4 Chọn động cơ điện

Ký hiệu p n cos   Tmax/Tdn Tk/Tdn

4A160S4Y3 15,0kw 1460(v/p) 0,08 89% 2,2 2,0

Tra bảng P1.3[2] ta có:

5- Kiểm tra điều kiện mở máy điều kiện quá tải của động cơ

* Kiểm tra điều kiện mở m áy cho động cơ:

- Khi mở máy động cơ sinh ra một công suất đủ lớn để thắng đợc sức tìcủa hệ thống kiểm tra điều kiện mở máy của động cơ theo công thức:

II - Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung của toàn hệ thống

U = nđc/nctTrong đó:

U - Tỷ số truyền của hệ thống

nđc - Số vòng quay của trục động cơ

nđc = 1460(vòng/ph)

nct - Số vòng quay của trục công tác

nct = 75(vòng/ph)Với hệ thống dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp ta có:

U = TL Ui (i = 1  n)Khi tính hộp giảm tốc bánh răng đồng trục ta có thể phân tỉ số truyền theocông thức (3.14)[1] là: U1= U2 = U h

- Với cách phân phối này kích thớc hộp giảm tốc thiết kế sẽ lớn hơn đáng

kể Khả năng tải của cấp nhanh, nhanh không dùng hết

2- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ

Công suất danh nghĩa trên trục động cơ đợc tính theo công thức 2.8[1]

Pdc

ct = Pt/n

Trong đó:

Pdc

ct - Công suất cần thiết trên trục động cơ

Pt - Công suất tính toán trên trục công tác kw

Pt = 12,15(kw)

Vậy ta có:

Pdc

ct = 12,15/0,922 = 13,17(kw)

wn = wcTrong đó:

wn - là khoảng cách trục của bộ truyền cấp nhanh

wc - là khoảng cách trục của bộ truyền cấp chậm

I - Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm

b = 750MPa; ch= 450MPa (theo bảng 6.1[1])

2- ứng suất cho phép

- ứng suất tiếp xúc cho phép [H] và ứng suất uốn cho phép (F) đợc tínhtheo công thức (6.1); (6.2)[1]

[H] = (Hlim/SH).Zr ZV KXH KLH[F]= (Flim/SF).Yr Ys KXF KLF KFCTrong đó:

Zr -Hệ số xét tới độ nhám của răng làm việc khi Ra = 2,5 1,25m

Yr - Hế số xét tới ảnh hởng của mặt lợn chân răng thông thờng Yr = 1

Ys - Hệ số xét tới độ nhạy của vật liệu với tập trung chung ứng suất

Y3 = 1,08 - 0,0695 Ln2 = 1,03

KXF- Hệ số xét tới độ ảnh hởng của kích thớc bánh răng với độ bền uốn khi

da ≤ 400mm thì KXF = 1

H = 2HB + 70 (MPa)

0 lim

F = 1,8HB (MPa) Với bánh răng nhỏ 3 ta có:

0 lim

H 3 = 2.255+70 = 580(MPa)

0 lim

F 3= 1,8.255 =459(MPa)Với bánh răng lớn 4 ta có:

0 lim

H 4= 2.230 +70 = 530(MPa)

0 lim

F 4= 1,8.230= 414 (MPa) SH- SF - Hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc Tra bảng 6.2[1] ta có:

SH3 = SH4 = 1,1 SH4 = SH4 = 1,75KFC - Hệ số xét tới ảnh hởng đặt tải Khi bộ truyền quay một chiều thì KFC3

= KFC4= 1

KHL; KFL - Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của thời gian phục vụ và chế

độ tải trọng của bộ truyền xác định theo (6-3) (6 - 4) [1]

HE

HO

N N

ta có:

NHO3 = 30 HB2 , 4

3 = 30 2552 , 4 = 17898543,4NHO4 = 30 HB2 , 4

4 = 30 2302 , 4= 13254376,4NFO - Số ứng suất chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn với vật liệu

C3 = 4,41; C4 = 1

n - Số vòng quay trong một phút n = 331,064; n4= 75

t - Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

t1= t2 = 10.360.2/3.24.0,8=46080 (h)Vậy ta có:

NHE3= NFE3 = 60 331,064 46080 = 915325747,2NHE4= NFE4= 60.1.75.46080 = 207360000

Từ kết quả trên ta thấy

NFE3 > NHO3 nên lấy NHE3 = NHO3 để tínhNFE3 >NFO3 nên lấy NFE3 = NFO3 để tínhNHE4 > NHO4 nên lấy NHE4 = NHO4 để tínhNFE4 > NFO4 nên lấy NFE4 = NFO4 để tínhKhi đó ta có:

KHL3 = KHL4 = 1; KFL3 = KFL4 = 1Thay số vào công thức ta có:

[H3] = (580/1,1) 0,95 1.1.1 = 527,3(MPa)[F3] = (459/1,75).1.1,03.1.1.1= 262,28(MPa)[H4] = (530/1,1) 0,95 1.1.1 = 482,72(MPa)[F4] = (414/1,75).1.1,03.1.1.1= 236,42(MPa)Với bộ truyền bánh răng trục răng nghiêng theo 6.12[1]

[H] =

2

72 , 482 3 , 527 2

] [ ]

3- ứng suất quá tải cho phép

Theo (6.13)[1] ta có:

[H]max = 2,8chVì ch3 = ch4 nên ta có:

[H3]max = 2,8 580 = 1624(MPa)Theo (6.14)[1] ta có:

T1 - Mô men xoắn trên trục bánh răng chủ động T1 = 364622,72(Nmm)[H] - ứng suất tiếp xúc cho phép

Vì theo bánh răng nghiêng nên m = mn = 3

b- Xác định số răng, góc nghiêng  và hệ số dịch chỉnh x

- Xác định góc nghiêng 

Chọn  = 140+ Xác định số răng

Theo (6.31)[1] ta có số bánh răng nhỏ

Z3 = 2 w cos/[m(u+ 1)]

= 23.224(4,41.cos114)

 = 26,78Lấy Z3 = 27 răng

Vậy ta có:

Z4 = U.Z3 =4,41.27 = 119,07lấy Z4 = 119 răng

Vậy ta có:

Z = Z3 + Z4 = 27+119 =146 răngTính lại góc nghiêng 

Theo 6.32[1] ta có:

cos =

224 2

146 3

2

.



w t

Z m

Vậy ta có  = 14,0230 = 1404'52,2''

- Xác định hệ số dịch chỉnh x3 = x4 = 0

6- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn

=>  = 90.Sin14,023/3.3,14 =2,31

Vậy theo (6.36c)[1] ta có:

Z= 2,131=0,65Trong đó theo 6.38b[1]

KH- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng chiều rộng vành răng

Theo bảng 6.7[1] ta có: KHB = 1,08

KH - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồngthời ăn khớp

Theo bảng 6.14[1] khi V = .dw1.n1/60000

Theo bảng 6.13[1] ứng với cấp chính xác 9 nên ta có

KH = 1,13KHV - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Theo bảng P23 [1] ta có:

KHV = 1,071

Vậy ta có:

KH = 1,08 1,13 1,071 = 1,3Thay vào biểu thức H ta có:

5 , 83 41 , 4 90

) 1 41 , 4 ( 08 , 1 72 , 364622

7- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

ZV3 = Z3/cos3 = 27/cos314,0230 = 30ZV4= Z4/cos2 = 119/cos314,0230 =132,1Theo bảng 6.18[1] ta có (với x = 0)

YF1= 3,85

YF2= 3,6

KF = KF KF2 KFVTrong đó:

KF - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răngTheo bảng 6.7 [1] ta có:

KF= 1,22KF- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các răng cùng ănkhớp khi tính về uốn

Theo bảng 6.46 [1] ta có:

KFV = 1 +F bw dw1/(2.T1.KF.KF)Trong đó: Theo bảng (6.47)[1] ta có:

F = F và go theo bảng (6.15)(6.16) [1] là: F = 0,006

go = 56

=> F = 0,006 56.6,3 4224,41 = 15,08Vậy:

3 4

= 153,65.3,6/3,85 = 143,67 (MPa)[F4]cx = 262,28.1.1,01.1 = 264,9 (MPa)

F3 = 153,65 < [F]cx = 264,9 (MPa)

Vậy ta có:

F3 <[F3] và F4 < [F4]

Vậy bánh răng đợc kiểm nghiệm về độ bền uốn

8- Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để tránh biến dạng d hoặc gãy giòn lớp bề mặt thì bánh răng phải đợckiểm nghiệm theo điều kiện 6.48[1] là:

Hmax = H K qt < [H]maxTrong đó:

H = 465,11(MPa)

Vì tải không đổi cho nên

Kqt = Kbđ = 1,3[H]max = 1260MPaVậy 465,11 1 , 3< 1260(MPa)

Đồng thời để phòng biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng thìtheo 6.49[1] ta có:

Fmax = F Kqt ≤ [F]max

Trong đó:

Với bánh răng 3

F3 = 153,65 MPaKqt = 1,3

Đờng kính đỉnh răng da

da3 = d3 + 2(1+x3- y).m = 83,5 + 2(0+1).3 = 89,5(mm)da4 = d4 + 2(1+x- y).m = 374,04(mm)

Đờng kính đáy răng df

df3 = d3 - (2,5 - 2x3)m = 83,5-(2,5 - 0).3 = 76 (mm)

Đờng kính cơ sở db

db3 = d3 cos= 83,5cos220 = 74,41(mm)db4 = d4 cos = 368,04 cos220 = 368,04(mm)

II- ThiÕt kÕ bé tuyÒn b¸nh r¨ng cÊp nhanh

H = 2 HB +70 (MPa)

0 lim

F = 1,8HB (MPa)Víi b¸nh r¨ng nhá 1 ta cã

0 1 lim

H = 2.190 + 70 = 450(MPa)

0 1 lim

F = 1,8.190 = 342(MPa) Víi b¸nh r¨ng lín 2 ta cã:

0 2 lim

H = 2.180 + 70 = 430(MPa)

0 2 lim

F = 1,8.180 =324(MPa)SH1= SH2 = 1,1

KFL= m F

FE

FO

N N

Theo 6.6[1] ta có:

NHE = NFE = 60 c nteTrong đó:

C1 = 1 C2 =4,41 n1 = 14260(vòng/ph)n2= 331,06(vòng/ph) t =46080 (h)Vậy ta có:

NHE1 = NFE1= 60.1460.46080 = 3632947200NHE2 = NFE2 = 60.1 331,06.46080 = 3227821332

Từ kết quả trên ta thấy

NHE > NHO1 nên lấy NHE1= NHO1 để tínhNFE1> NFO1 nên lấy NFE1 = NFO1 để tínhKhi đó ta có:KHL2 = 1; KFL2 = 1

Thay số ta có:

[H1] = 4501,1 0,95.1.1.1 = 388,63(MPa)[F1] = 1342,75.1.1,03 1.1.1 = 185,6(MPa)[H2] = 4301,1 0,95.1.1.1 = 371,3(MPa)[F2] =1324,75.1.1,03.1.1.1 = 181,16(MPa)Với truyền động bánh răng nghiêng ta có theo 6.12 [1]

[H] =

2

3 , 371 62 , 388 2

] [ ]

[H] = 379,96(MPa)

3- ứng suất quá tải cho phép

Theo (6.13) (6.14)[1] ta có:

[H]max = 2,8 ch và [F]max = 0,8 chVì ch1 = ch2 = 340(MPa)

Nên ta có:

[H]max = 2,8 340 = 952(MPa)[F]max = 0,8 340= 272(MPa)

4- Xác định thông số ăn khớp tơng tự ta có:

a- Xác định mô đun m

m = (0,01  0,02)awVì hộp giảm tốc đồng trục aw cấp nhanh bằng aw cấp chậm aw = 224mm(0,01  0,02).224 Theo tiêu chuẩn ta chọn m = 3

1 1

) 1 ( 2

1 2

1

H w

H

w d U b

U K T

H = 274 1,71 1,08 2

5 , 83 41 , 4 244 25 , 0

] 1 41 , 4 [ 3 , 1 35 , 85688

=> H = 313,6(MPa)

Vậy ta có H= 313,6(MPa) <[H] =379,96(MPa)

Nh vậy bánh răng bộ truyền bị thừa tải nhiều nhng ta chấp nhận vì vớicách phân phối tỉ số truyền nh trên vì xảy ra hiện tợng đó

7- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

KF = 1,12KF = 1,39 Tra bảng 6.14[1]

F = F go u

a w

Các hệ số F, go tra bảng (6.15) (6.16) [1] là

F = 0,006 56 4224,41= 15,08Vậy KFV = 1+15,08.0,25.224 83,5 /2.85688,35.1,12.1,37)

KFV =1,3

=> KF = 1,12.1,37.1,3 = 1,99Y = 1 1,3291



Y = 1 - 0/1400 = 1- 14,0230/140 = 0,899YF1, YF2 - Hệ số dạng răng của 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tơng đơng

Zv1 = 27,77; Zv2 =120,41Tra bảng 6.18[1] ta có:

YF1 = 3,85

Nh vậy F1 < [F1] và F2 < [F2] vậy bánh răng thoả mãn điều kiện bền uốn

8- Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo (6.48) [1]

Hmax = H K at < [H]maxTrong đó:

H = 313,6MPaKqt = Kbđ = 1,3 Do tải không đổi[H]max=952MPa

Hmax = 313,6 1,3 = 375,5 <952 Vậy bánh răng thoả mãn điều kiện quátải khi tiếp xúc

đờng kính răng dw

dw1 = d1; dw2 = d2

Đờng kính đỉnh răng df

df1 = 76,41 (mm)df2 = 360,54 (mm)

Đờng kính cơ sở db

db1 = 74,41 (mm)db2 = 368,04 (mm)góc prôfin gốc  = 220

Ch¬ng III TÝnh to¸n thiÕt kÕ trôc

A- TÝnh to¸n thiÕt kÕ trôc

.

+

3

III I

4 1

2

IV

H íng vËn chuyÓn

+

Vậy ta có lực tác dụng lên bánh răng 1

Ft1 = 2.85688,35/83,5 = 2052,41(N)Fr1 = 2052,41 tg22,0460/cos14,0230 = 856,67(N)Fa1 = 2052,41 tg14,0230 = 512,5(N)

Lực tác dụng lên bánh răng 2

Ft2 = 2.364622,72/368,04= 1981,42(N)Fr2 = 1981,42 tg22,0460/cos14,0230 = 827,04(N)Fa2 = 1981,42 tg14,0230 = 44,86(N)

Lực tác dụng lên bánh răng 3

Ft3 = 2.364622,72/83,5 = 8733,47(N)Fr3 = 8733,47 22,0460/cos14,0220 = 3645,34(N)Fa3 = 8733,47 tg14,0230 = 2181,22(N)

Lực tác dụng lên bánh răng 4

Ft4 = 2.1552224,9/368,04 = 8435,08(N)Fr4 = 8435,08 tg20,0460/cos14,0230 = 3520,79(N)Fa4 = 8435,08 tg14,0230 = 2106,69(N)

2- Tính sơ bộ đờng kính trục

Đờng kính sơ bộ trục đợc xác định theo (10.9)[1] dsb 

]) [ 2 , 0

T

(mm)Trong đó:

3- Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.

Dựa theo đờng kính trục sử dụng bảng 10.2[1] ta chọn:

b01 = 19mmb02 = 25mmb03 = 33mmTrong đó b0 bề rộng ổ lăn

Theo công thức (10.10) [1] để tính chiều dày mang ở bánh răng ta có:

Lm1= 40(mm)Lm2 = 60(mm)Lm3 = 90 (mm)Dùng bảng 10.3 [1] để xác định khoảng cách K1, K2, K3, hn Trong đó:K1 - Khoảng cách từ bề mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong củahộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

K2 - Khoảng cách từ mặt cạnh đến thành trong của hộp

K3 - Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp hộp

hn - Chiều cao nắp ổ và chiều cao đầu bu lông

Theo bảng ta chọn:

K1 = 12; K2= 10; K3= 15; hn= 18

Dùng công thức (10.13) để xác định chiều dài mang ở nửa khớp nối

L' 1

m = 2.20 = 40(mm)

L' 3

m = 2.41 = 82mm

Từ hình 10.9 [1] - Sơ đồ khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng

đồng trục và sơ đồ tải trọng tác dụng lên trục ta có:

=> LAB = 51,5 mm

LAC= L11 =2L13=2LAB=2.50 =100 mmTrục II

=> LDE = 64,5 mm

Do LDF và LDG phụ thuộc vào khoảng cách trục III

Trục III

=> LHI = 83,5 mm

LHK = 2L32 = 2LHI = 2.83 = 166 (mm)LHN= LHK +hn + K3 + L'

= 219+ 166 - 83 = 302 mm

Do yêu cầu kết cấu ta chọn LAB = 50

Từ đó ta có khoảng cách các đoạn trục là:

Trục I

LMA = 62 mmLAB = 50 mmLAC = 100 mmTrục II

LDE = 64 mmLDF = 219 mmLDG = 248mmTrục III

LHI = 83 mmLHK = 166 mmLHN= 289 mmTheo sơ đồ dẫn động ta cần kiểm tra điều kiện

Fa1+

F®A Rn A

d c

Mn A = 0

 Ft1 LAB - Rn c LAC =0

 Rn c = Ft1 LAB/LAC Thay sè vµo ta cã:

Rn

c = 2052,41.50/100 = 1026,2(N)

x = 0

 - Rn A + Ft1 - Rn c = 0Ft1- Rn

c

Thay sè vµo ta cã:

Rn

A = 2052,41 – 1026,2 = 1026,2(N)Lùc phô khíp nèi

T1= 85688,35 Nmm

Ftk= 2.85688,35/100 = 1904,1 N

Chän FPK= 0,25.1904.18 = 476,04 N

Biểu đồ trên trục I

* Tính mô men tơng đơng, mô men tổng tại tiết diện j trên chiều dài trục.Theo (10.15)[1] và (10.16)[1] ta có:

Myi và Mxj - Mô men uốn trong mặt phẳng yoz và xOz tại các tiết diện j

Do tính chất thay đổi của My, Mx, T trên tiết diện j ta cần xét cho tiết diệntrái và phải jt, jp theo biểu đồ ta có:

MMT= MP = MAT =MAP = MCT = MCP = 0

MBT = 31217  2 51310 , 25 2 = 60060,32(Nmm)MBP = 11616 , 5 2  51310 , 25 2 = 52608,54(Nmm)TMT = TBP = TCT = TCP=0

TAT = TAP= TBT= TMP = 85688,35(Nmm)Vậy ta có:

MtđMT= MtdMP = MtđCT = MtđCP = 0

29514  0, 75.85688,35 =74208,28(Nmm)MtdBT = 60060 , 32 2  0 , 75 85688 , 35 2 = 95467,85(Nmm)

28 , 74208

= 22,75(mm)

d'

A = 3

) 63 1 , 0 (

8 , 95467

=24,74(mm

d'

C= 3

) 63 1 , 0 ( 0

= 0(mm)

Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép công nghệ, đờng kính đoạn trụcnối với động cơ bằng khớp nối ta chọn đờng kính các đoạn trục nh sau:

II +

L

L F L

D= 838,75(N)

Tính mô men uốn tổng Mj và mô men uốn tơng đơng Mtđj tại các tiết diện jtrên chiều dài trục

Tơng tự trục I ta có:

MDT = MDP = MGT =MGP = 0

MEP = 196897 , 7 2  53680 2 = 204083,92(Nmm)MET = 105833 , 6 2  53680 2 = 118668,83(Nmm)MFT = 325020 , 5 2  490803 , 9 2 = 588665,27(Nmm)MFP = 233954 , 59 2  490803 , 9 2 = 543711,62(Nmm)TDT = TDP = TET = TFD= TGT =TGP = 0

TED = TFT = 364622,72(Nmm)

Vậy ta có:

MttDT= MtdDP = MtđGT = MtđGP = 0MttET= 118668 , 83 2  0 , 75 0 2 = 118668,83(Nmm)MtđEP= 204083 , 92 2  0 , 75 364622 , 72 2 = 375982(Nmm)MtđFT= 588665 , 27 2  0 , 75 364622 , 72 2 = 668011,29(Nmm)MtđFP= 543711 , 62 2  0 , 75 0 2 =543711,62(Nmm)

Tính đờng kính trục tại các tiết diện j tơng tự trục I ta có:

1 , 37582

= 39,078(mm)

d'

F=3

) 63 1 , 0 (

29 , 668011

RnHH

RđK

N III

H =574,79(N)Theo ph¬ng ngang ta cã:

Biểu đồ mô men trên trục III

1552224,9

350055,82 339948,91

* Tính mô men uốn tổng Mj và mô men uốn tơng đơng Mtđj tại tiết diện jtrên chiều dài trục

Tơng tự trục I ta có:

MHI = MHP = MKT = MKP = MNT = MNP= 0MIT = 47723 , 34 2  339948 , 1 2 = 343282,35(Nmm)MIP = 339948 , 1 2  350055 , 82 2 = 487959,36(Nmm)THT= THP = THI = TNP = 0

TIP = TKT = TKP = TNT = 1552224,9(Nmm)

Vậy ta có:

MtđHI = MTĐHP= MTĐNP =0

MtđIT = 343282 , 35 2  0 , 75 0 2 =343282,35(Nmm)MtđIP = 487959 , 36 2  0 , 75 1552224 , 9 2 =1430089,48(Nmm)MtđIP = MtđKP = MtđNT = 596636  0 , 75 1552224 , 9 2 = 1344266,196(Nmm)

* Tính đờng kính trục tại các tiết diện tơng tự trục I ta có:

48 , 1430089

= 65,88mm

d'

K = 3

50 1 , 0

1344266

= 55,32mmTơng tự ta chọn:

a- Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục về độ vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tạicác tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện (10.19) [1] là

Sj = Sj Sj / S2jS2j [S]

Trong đó:

[S] - Hệ số an toàn cho phép, thông thờng [S] = 1,5 2,5 Nếu lấy [S] =2,53 nh vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục

Sj - S- Hệ số an toàn d cần xét riêng ứng suất cho phép

Sj - Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j theo (10.20)[1]

ta có: