đồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tải (hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm) đề số 1

ĐỒ ÁN I CHI TIẾT MÁYĐề số: 1Họ và tên sinh viên : .................................................... Lớp: ĐHCK ..................Giảng viên hướng dẫn : ............................................................................................ NỘI DUNGTHIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢILoại: Hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm 1. Động cơ3. Hộp giảm tốc(1 cấp thẳng – 1 cấp nghiêng)4. Bộ truyền xích2. Nối trục đàn hồi5. Băng tải làm việc 1 chiềuCác số liệu cho trước:1. Lực kéo băng tải:F = ……14000……….. N2. Vận tốc băng tải:v = 0,34…………….. ms3. Đường kính tang:D = ……406.... mm4. Thời hạn phục vụ:lh = ……12000. giờ5. Số ca làm việc:…3… ca6. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài:  = ……45…… độ7. Đặc tính làm việc:□ Êm□ Va đập nhẹ□ Va đập vừa CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN , PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN VÀ MÔMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC.I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN. 1. CÔNG SUẤT CẦN THIẾT. 1.1. Công suất tính toán. Công thức 2.8 P_ct=Plv( η) (kw)Trong đó : P_ct : công suất cần thiết trên trục động cơ (kw) Plv : công suất làm việc của động cơ (kw) ɳ : hiệu suất truyền độngdo tải trọng thay đổi , theo ct 2.12 ta có :Pt=Ptd=P1√(∑▒〖(PiP1)2.t_it_i 〗) Vậy theo công thức 2.11 : P_t= P_lv=(F.v)1000=(14000.0,34)1000=4,76 (kw) Với : F = 14000 (N) lực kéo tải . V = 0,34 (ms) vận tốc xích tải 1.2. Hiệu suất hệ dẫn động.Theo công thức (2.9) TKHDCKI ta có η=η_Br2.η_ol4.η_kn 〖.η〗_xTrong đó tra bảng 2.3 ta được η_Br=0,98 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc η_ol=0,995 : Hiêu suất 1 cặp ổ lăn η_kn=0.99 : Hiệu suất khớp nối trục đàn hồi η_x=0,90 : Hiệu suất bộ truyền xích ngoài  〖η=0,98〗2.〖0,995〗4.0,99.0,90=0,84Công suất cần thiết của truc động cơ là P_ct=P_(t )( η )= 4,760.84=5,5(kW) Do trọng tải thay đổi theo công thức 2.12 ta có P_td = P1 √(∑_12▒(PiP1) ( ti)(∑_21▒ti) ) P_td ( kW) công suất tương đương của động cơ P1¬¬¬¬¬¬¬¬ (kW) công suất lớn nhất trong công suất tác dụng lâu dài trên trục máy công tác Pi (kW) công suất tác dụng lâu dài trong thời gian ti Từ biểu đồ trọng tải ta có T2 = 0,18T1Nên ta có công suất tương đương là Ptd = Pct. β =5,5.0,18=0,99 (kW) 2. CHỌN ĐỘNG CƠ. Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n_sb=n_lv.u_sb + Số vòng quay trên trục công tácTheo công tức 2.16 TKHDCKI ta có số vòng quay trục máy công tác 〖 n〗_lv〖 n〗_lv=(60000.v)Dπ=60000.0,34406.3,14=15,9 (v⁄ph)Trong đó : V = 0,34 (ms) vận tốc bang tải xích D = 406 mm đường kính tang quay+ Tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền: 〖 U〗_sb=U_sbx.U_sbh Theo bảng 2.4 ta chọn được: Tỉ số truyền bộ truyền xích : 〖 U〗_sbx=3Tỉ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp〖: U〗_sbh=14 U_sb=U_sbx.U_sbh=3 .14=42Vậy : n_sb=n_lv.U_sb=15,9 .42=667,8(v⁄ph)Quy cách chọ động cơ phải thỏa mãn đồng thời Pđc ≥ Pct , nđbđc ≈ nsb T_mmT≤T_kT_dn ( với T = T1 momen trọng tải lớn nhất)Ta có Pct = 5,5 (kW) nđb = 960(vph) T_mmT = 2,3 tra bảng phụ lục P1.3 ta chọn kiểu động cơ là 4A132S6Y3 có các thông số của động cơ như sau Công suất (kW)Vận tốc (vp)Cosφ

ĐỒ ÁN I - CHI TIẾT MÁY

Đề số: 1

Họ và tên sinh viên : Lớp: ĐHCK

Giảng viên hướng dẫn :

NỘI DUNG

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Loại: Hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm

Các số liệu cho trước:

1 Lực kéo băng tải: F = ……14000……… N

2 Vận tốc băng tải: v = 0,34……… m/s

3 Đường kính tang: D = ……406 mm

4 Thời hạn phục vụ: lh = ……12000 giờ

5 Số ca làm việc: …3… ca

6 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài:  = ……45…… độ

7 Đặc tính làm việc: □ Êm □ Va đập nhẹ □ Va đập vừa

CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN , PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN VÀ

MÔMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC

I CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

1 CÔNG SUẤT CẦN THIẾT

1.1 Công suất tính toán

Công thức 2.8

(kw)

Trong đó : : công suất cần thiết trên trục động cơ (kw)

: công suất làm việc của động cơ (kw)

ɳ : hiệu suất truyền động

do tải trọng thay đổi , theo ct 2.12 ta có :

V = 0,34 (m/s) vận tốc xích tải

1.2 Hiệu suất hệ dẫn động

Theo công thức (2.9) [TKHDCK-I] ta có

Trong đó tra bảng 2.3 ta được

: Hiệu suất bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc

: Hiêu suất 1 cặp ổ lăn

: Hiệu suất khớp nối trục đàn hồi

: Hiệu suất bộ truyền xích ngoài

P1 (kW) công suất lớn nhất trong công suất tác dụng lâu dài trên trục máy công tác

Pi (kW) công suất tác dụng lâu dài trong thời gian ti

Theo công tức 2.16 [TKHDCK-I] ta có số vòng quay trục máy công tác

1 1

Trong đó : V = 0,34 (m/s) vận tốc bang tải xích D = 406 mm đường kính tang quay + Tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền:

Theo bảng 2.4 ta chọn được: Tỉ số truyền bộ truyền xích :

Tỉ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp 1

 1

Vậy : 1

Quy cách chọ động cơ phải thỏa mãn đồng thời Pđc ≥ Pct , nđbđc nsb

( với T = T1 momen trọng tải lớn nhất)

Ta có Pct = 5,5 (kW) nđb = 960(v/ph) = 2,3 tra bảng phụ lục P1.3 ta chọn kiểu động cơ là 4A132S6Y3 có các thông số của động cơ như sau

Công suất

(kW)

Vận tốc (v/p)

5,5 960 0,80 85 2,2 2,0

Vậy động cơ 4A132S6Y3 phù hợp với yêu cầu

II PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN VÀ MÔMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC

1.PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.1 Xác định tỷ số truyền

Tỷ số truyền của hệ thống dân tải xác định bằng tỉ số của số vòng quay đầu vào

của bộ truyền và số vòng quay đầu ra của bộ truyền

Công thức :

lv

dc t

n

n

u  (lần)

Với: ndc = 960 (v/p) là số vòng quay của động cơ điện chọn được

nlv = 15,9 (v/p) là số vòng quay trên trục băng tải

 Ut = 60,37(lần )

1.2 Phân phối tỉ số truyền u t của hệ thống dẫn động cho các bộ truyền

Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được phân phối cho bộ truyền trong hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài (bộ truyền xích)

ut = uh.ux = 60,37(lần)

Chọn uh = 14 =>

1, uh = u1.u2Trong đó u1 , u2 lần lượt là tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm

PIII = Plv = 4,76 / (0,98 0,995 ) = 4,88 (kW)

- Công suất trên trục II:

PII = PIII / (brt

2 ol ) = 4,88/ (0,982 0,995) = 5,10 ( kw)

- Công suất trên trục : I

1

- Công suất động cơ cần thiết

Vậy với công suất của động cơ 4A132S6Y3với Pđc = 5,5 kw hoàn toàn thỏa mãn

2.3 Mômen xoắn trên các trục

- Mômen xoắn trên trục động cơ cần thiết:

CHƯƠNG II TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

Ta đi thiết kế bộ truyền xích với các thông số kĩ thuật như sau :

Vì tải trọng tĩnh , vận tốc trung bình nên dùng xích con lăn (mặt khác:xích con lăn

có độ bền mòn cao và dễ chế tạo ).Loại xích: / Hãng sản xuất:Tsubaki/ Xuất xứ:Japan/ Số dãy xích:2

2.XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA XÍCH VÀ BỘ TRUYỀN

2.1 Chọn số răng đĩa xích

Theo bảng 5.4(tr80,[TTHDDDDCK1]), với ux=3:

+Chọn số răng đĩa nhỏ: Z1=25

+Số răng đĩa lớn: Z2=ux.Z1=3.25=75 Zmax=120

2.2.Công suất tính toán

Theo công thức 5.3(tr81,[TTHDĐCK1]),công suất tính toán là:

Trong đó k được tính từ các hệ số thành phần tra trong bảng 5.6

k0 = 1 hệ số ảnh hưởng đến vị trí của bộ truyền

ka = 1 hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài của xích

kđc = 1 hệ số không điều chỉnh được một trong các đĩa xích

kbt = 1,3 môi trường có bụi và bôi trơn nhỏ giọt

kđ = 1 trọng tải va đập nhẹ

kc = 1,45 bộ truyền làm việc 3 ca

Số mắt xích là xc=132.Với số mắt xích vừa tính được ta tính lại khoảng cách trục (a) theo công thức 5.13(tr85,[TTHDĐCK1]):

Trong đó: + [i]=25_ số lần va đập cho phép , 1/s,trị số cho trong bảng 5.9 (tr85, [TTHDĐCK1])

theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q = 88500 N, khối lượng của 1m xích q =3,8 kg

kđ = 1,2 (tải trọng mở máy bằng 3 lần tải trọng danh nghĩa)

da1 = p.[0,5 + cotg( 1)] = 31,75.[0,5 + cotg( )] = 276,2 mm

da2 = p.[0,5 + cotg( 2)] = 31,75.[0,5 + cotg( )] = 783,52 mm

+Đường kính chân răng

r =0,5025.d1 + 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 mm với d1 = 19,05 tra bảng 5.2

df1 = d1 – 2r = 253,32 – 2.9,62 = 234,1 mm

df2 = d2 – 2r = 768,3 – 2.9,62 = 749,1 mm Các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4

+Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức 5.18

da2 = 783,52(mm) Đường kính chân răng df1 = 234,1 (mm)

df2 = 749,1(mm) Lực tác dụng lên trục Fr = 4352,97 N

Chiều dài xích

Xích

L= 4191 mm

Con nan , 2 day

III TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP NHANH ( BỘTRUYỀN BÁNG RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG )

Chọn bánh răng trụ thẳng vì bánh răng trụ thẳng có nhiệm vụ giảm số vòng quay

và truyền công suất từ động cơ đến cơ cấu công tác

- Ka : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cấp bánh răng ,theo bảng 6.5(tttk) Ka = 49,5

- K H: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc,tra bảng (6.7)trong đó bd được xác định theo công thức

- Tính số răng của bánh răng:

Góc nghiêng bánh răng thẳng chọn sơ bộ :  = 0

3 Kiểm nghiệm răng vềđộ bền tiếp xúc

b H

t



   hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc(áp dụng công thức 6.34;tr105;[TTHDĐCK1])

Vận tốc bánh dẫn:

Vì v< 2,5 m/s tra bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9 Theo bảng 6.14 ta chọnKH  = 1,16

Theo (6.42)

1

Trong đó theo bảng (6,15): H =0,006 ;go= 56

=352,93(Mpa) =481,8.0,95.1.1=457,71(Mpa)

 Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng phải thỏa mãn điều kiện theo công thức 6.43 và 6.44(tr107,[TTHDĐCK1]):

 Y 1 (do bánh răng thẳng)_hệ số kể đến độ nghiêng của răng

 Số răng tương đương:

Bánh răng đã chọn đảm bảo độ bền uốn

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

6 Các thông số và kích thước của bộ truyền.

Khoảng cách trục aw1 = 137 (mm)

Chiều rộng vành răng bw= 45(mm)

Góc nghiêng của bánh răng β độ

Số răng của bánh răng: Z1 = 27 ; Z2 = 121

Chọn cấp chậm là bánh răng trụ răng nghiêng vì :

- Làm việc êm do hệ số trùng khớp lớn do đó các răng không vào khớp đột ngột như bánh răng thẳng suy ra làm việc ở tốc độ cao

- Cường độ tải trọng trên bánh răng nghiêng nhỏ hơn bánh răng thẳng

- Tăng khả năng truyền lực

- Ka :hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng Tra bảng 6.5 với răng nghiêng vật liệu 2 bánh là: Thép – Thép Ka = 43

- K H :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

khi tính về tiếp xúc

Với hệ số bd=0,53 ba.(u2+1)=0,53.0,4.(3,12+1)=0,87;tra bảng 6.7

(tr98,[TTHDĐCK1]),ta được K H=1,15; K F=1,32(sơ đồ 3)

+Góc nghiêng răng ( ): =30 54’26’’

+Chiều rộng vành răng (bw) : = = 0,4.167 = 66,8(mm).

+Tỉ số truyền cấp chậm : um=3,12

+Đường kính chia:

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Áp dụng công thức 6.33(tr105;[TTHDĐCK1]), ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

- ZM=274 (MPa)1/3 (tra bảng 6.5;tr96;[TTHDĐCK1])_hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp

-

w

2.cos 2.cos 28,85

1,36 sin 2 sin 2.36,14

b H

- KH_hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.Áp dụng công thức

6.39(tr105;[TTHDĐCK1]),ta có:

K  K  K  K

Với: KH=1,15; K F 1,32._ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải

trọng trên chiều rộng vành răng (tra bảng 6.7,tr98;[TTHDĐCK1])

H

K =1,16 _hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp Tra bảng 6.14(tr107;[TTHDĐCK1]),với vận tốc

Như vậy bánh răng đã chọn thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng phải thỏa mãn điều kiện theo công thức 6.43 và 6.44(tr107,[TTHDĐCK1]):

Bánh chủ động :F1 2 .T K Y Y Y2 F .  F1/b dw w1.m≤ [σF1]

Bánh bị động :F2  F1 YF2 / YF1≤ [σF2]

Trong đó :

 T2=225914,93 Nmm_mômen xoắn trên bánh chủ động

     _hệ số kể đến độ nghiêng của răng

 Số răng tương đương:

v b d K

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Góc nghiêng của bánh răng β

Số răng của bánh răng: Z1 = 28 ; Z2 = 87

Đường kính vòng chia (mm) 1 Đường kính đỉnh răng (mm) Đường kính đáy răng (mm)

CHƯƠNG IV TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

II.XÁC ĐỊNH TẢI TRỌNG TÁC DỤNG LÊN TRỤC

Trong đó : T1= 1 Nmm_mômen xoắn trên trục bánh 1

T2= 1 Nmm_moomen xoắn trên trục bánh 3

dw1=54 mm_đường kính vòng lăn bánh 1

dw1= 1 mm_đường kính vòng lăn bánh 3

Β=45và atw=45_ lần lượt là góc nghiêng của răng và góc ăn khớp của bánh

1

 Lực từ đĩa xích tác dụng lên trục 3:

Fy34=Fr.cos =4352,97.cos45=3078,01 N

Fx34=Fr.sin =4352,97.sin45=3078,01 N

Với : - Fr = 4352,97 Nmm_được xác định từ thiết kế bộ truyền ngoài

-α=45_ góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài

Trong đó: - T1,T2, T3_lần lượt là mômen xoắn trên các trục 1,2,3

-  15 30(MPa)_ứng suất xoắn cho phép

Chọn sơ bộ đường kính trục và chiều rộng ổ lăn tra bảng 10.2 [ TKHDD-I] ta có

Trục vào của hộp(khoảng côngxôn tính từ nối trục đàn hồi tới ổ đỡ):

1 Đối với trục 1(trục vào của hộp giảm tốc)

- Chiếu các lực theo phương Ox ta được

1 1 11

1 1 11 11

 Giải hệ ta được:Flx11=735,85(N) Flx10=735,85(N);

- Chiếu các lực theo phương Oy ta được

1 1 11

11 11 1 1

 Giải hệ ta được: Fly11=267,83 (N); Fly10=267,83 (N)

- Xác định Mômen uốn và xoắn

+ Mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục 1

-Xác định đường kính trục tại các tiết diện khác nhau trên trục 1

+Theo Công thức 10.17[1] cùng với vật liệu đã chọn có =67 ta tính được

d10≥ 1

=

=18,82 mm d11≥ 11 = 1 1 =22,9 mm

d13≥ 1 = 1 =31,09 mm

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

* Tiết diện trục lắp nối trục đàn hồi do cần chú ý đến đường kính trục của động cơ nên ta chọn: d12=26mm

* Tiết diện trục lắp ổ lăn chọn theo tiêu chuẩn là: d10=d11= 30mm

* Tiết diện trục lắp bánh răng ta chọn d13=40mm

- Chọn kiểu lắp ghép: Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp then theo k6

Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mô men và kết cấu trục vào của hộp giảm tốc

M X

(Nmm)

M Z

2.Đối với trục 2(trục trung gian của hộp giảm tốc )

- Chiếu các lực theo phương Ox ta được

- Xác định Mômen uốn và xoắn

+Mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục 2

Mtd22= 1 1 =420454.19(Nmm)

Mtd23= 1 =463667.26(Nmm)

Mtd24=Mtd22=420454.19

-Xác định đường kính trục tại các tiết diện khác nhau trên trục 2

+ Theo Công thức 10.17[TTHDDCK1] cùng với vật liệu đã chọn có =67 ta tính được

* Tiết diện trục lắp bánh răng thẳng ở giữa trục d23=50 mm

* Tiết diện trục lắp bánh răng nghiêng d22=d24=45 mm

* Tiết diện lắp ổ lăn chọn theo tiêu chuẩn d20=d21=35 mm

- Chọn kiểu lắp ghép: Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp bánh răng

Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu trục trung

3.Đối với trục 3(trục ra của hộp giảm tốc)

- Chiếu các lực theo phương Ox ta được

- Xác định Mômen uốn và xoắn

+ Mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục 3

Mt30=0

Mt31= 1 1 = 1 1 1 1 =1224523,54(Nmm

Mt32= = =392864,14(Nmm

Mt33= = 1 1 1 1 =1346515,82(Nmm Mt34=0

+ Mômen tương đương tại các tiết diện trên trục 3

- Xác định đường kính trục tại các tiết diện khác nhau trên trục 3:

+Theo Công thức 10.17[TTHDĐCK1] cùng với vật liệu đã chọn có =67 ta tính được

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

* Tiết diện trục lắp bánh răng nghiêng d32=d33=65 mm

* Tiết diện lắp ổ lăn chọn theo tiêu chuẩn d30=d31=60 mm

* Tiết diện trục lắp đĩa xích chọn theo tiêu chuẩn d34=40 mm

- Chọn kiểu lắp ghép: Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp bánh răng theo kiểu k6 kết hợp với lắp then

Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu trục ra

VI KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI

1 Đối với trục 1

 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục thiết kế được phải thoả mãn điều kiện sau:

+ , , , : Là biên độ và giá trị trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét

- Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên

- Tra Bảng 10.10(tr198,[1] )ta có hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích

thước tiết diện đến giới hạn mỏi

2.Đối với trục 2

 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

- Nhận thấy trên trục trung gian tại các tiết diện 2-2, 2-4 và 2-3 là các tiết diện nguy hiểm nhất vì tại đó có giá trị mômen uốn và mômen xoắn lớn hơn các vị trí khác trên trục

Mtd24=Mtd22=420454.19 (Nmm); Mt23= 420367.89( Nmm);

- Ta có ứng suất uốn và xoắn sinh ra tại tiết diện này là

 Xét tại tiết diện 2-3

(2.1)

- Tương tự ta cũng có ứng suất uốn và xoắn sinh ra tại tiết diện này là

 Xét tại tiết diện 2-3

(2.2)

- Tương tự ta cũng có ứng suất uốn và xoắn sinh ra tại tiết diện này là

 Đối chiếu (2.1) & (2.2) ta thấy tiết diện 2-2 & 2-4 là tiết diện nguy hiểm nhất trong trục trung gian, vậy ta chỉ cần tiến hành kiểm nghiệm trục trung gian tại tiết diện này

- Tại tiết diện 2-2 ; 2-4 của kết cấu trục thiết kế được phải thoả mãn điều

- Đối với trục 2 chỉ quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động và khi đó ta có

- Tra Bảng 10.10(tr198,[1] )ta có hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích

thước tiết diện đến giới hạn mỏi

 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

- Nhận thấy trên trục ra của hộp tại tiết diện 3-3 là diện nguy hiểm nhất vì tại đó có giá trị mômen uốn và mômen xoắn lớn hơn các vị trí khác trên trục

Mt33=1346515,82 (Nmm)

- Ta có ứng suất uốn và xoắn sinh ra tại tiết diện này là

(3.1)

: 1; 1

- Tra Bảng 10.10(tr198,[1] )ta có hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích

thước tiết diện đến giới hạn mỏi

- Để đề phòng khả năng biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột ta cần kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

= ≤ [ ] Trong đó:

- Vậy suy ra trục đảm bảo về độ bền tĩnh

- Vậy suy ra trục đảm bảo về độ bền tĩnh

VII TÍNH KIỂM NGHIÊM ĐỘ BỀN CỦA THEN

1.Chọn then và kiểm nghiệm độ bền của then trục 1