Thiết kế sản phẩm với cad thiết kế hộp giảm tốc côn – trụ hai cấp

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí. Đồ án môn học Thiết kế sản phẩm với cad mà trước đây là đồ án môn học Chi tiết máy giúp cho sinh viên có thể hệ thống hóa lại kiến thức của các môn học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kĩ thuật và đặc biệt là môn học Thiết kế sản phẩm với cad. Môn học Chi tiết máy là một môn khoa học cơ sở nghiên cứu về phương pháp tính toán và thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung từ đó giúp sinh viên có những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý hoạt động và phương pháp tính toán các chi tiết máy, làm cơ sở vận dụng vào thiết kế máy, vì vậy thiết kế đồ án môn học Thiết kế sản phẩm với cad là một công việc quan trọng và rất cần thiết.

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 Đồ án môn học Thiết kế sản phẩm với cad

mà trước đây là đồ án môn học Chi tiết máy giúp cho sinh viên có thể hệ thống hóa lại kiến thức của các môn học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai,Chế tạo phôi, Vẽ kĩ thuật và đặc biệt là môn học Thiết kế sản phẩm với cad Môn học Chi tiết máy là một môn khoa học cơ sở nghiên cứu về phương pháp tính toán và thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung từ đó giúp sinh viên cónhững kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý hoạt động và phương pháp tính toán các chi tiết máy, làm cơ sở vận dụng vào thiết kế máy, vì vậy thiết kế đồ án môn học Thiết kế sản phẩm với cad là một công việc quan trọng và rất cần thiết Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp có tỷ số truyền không đổi, và được dùng để giảm vận tốc góc, tăng mômen xoắn Với chức năngnhư vậy, ngày nay hộp giảm tốc được sử dụng rộng rộng rãi trong các ngành cơ khí, hóa chất, luyện kim, công nghiệp đóng tàu…Trong giới hạn môn học chúng

em được giao nhiệm vụ thiết kế hộp giảm tốc côn – trụ hai cấp

Trong quá trình làm đồ án, được sự giúp đỡ nhiệt tình của các thầy cô trong bộmôn, đặc biệt là thầy ThS.Nguyễn Hoàng Nghị và thầy KS.Lê Văn Nhất, chúng

em đã hoàn thành xong đồ án môn học của mình Do đây là đồ án đầu tiên của khóa học, với trình độ và thời gian có hạn nên trong quá trình thiết kế không tránh khỏi những sai sót xảy ra nên chúng em rất mong được sự góp ý của các thầy cô trong bộ môn để chúng em hiểu biết hơn về hộp giảm tốc côn – trụ cũng như các kiến thức về thiết kế các hộp giảm tốc khác

Em xin chân thành cảm ơn !

Nhóm sinh viên thiết kế

Nguyễn Văn Hưởng

Dương Văn Lâm Đinh Văn Lợi

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 1

MỤC LỤC 2

Phần I 5

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 5

1 Chọn động cơ điện 5

1.1 Chọn kiểu, loại động cơ 5

1.2 Chọn công suất động cơ 5

1.3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ 6

1.4 Chọn động cơ thực tế 7

1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ 7

2 Phân phối tỉ số truyền 8

2.1 Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc 8

2.2 Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc 9

3 Tính toán các thông số trên các trục 9

3.1 Tính công suất trên các trục 9

3.2 Tính số vòng quay của các trục 10

3.3 Tính mômen xoắn trên các trục 10

3.4 Bảng kết quả 10

Phần II 11

THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 11

1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH 11

1.Chọn vật liệu 11

1.1.Bánh răng nhỏ 11

1.2 Bánh răng lớn 11

2 Xác định ứng suất cho phép 11

3 Tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng : 13

3.1 Xác định chiều dài côn ngoài theo công thức sau : 13

3.2 Xác định các thông số ăn khớp 13

3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 14

3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 16

3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải 17

3.6 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn 17

2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM 18

2.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: 18

2.2 Xác định các thông số ăn khớp: 18

2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 19

2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 20

2.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải: 21

2.6 Các thông số và kích thước bộ truyền: 22

2.7 Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho hộp giảm tốc 22

2.8 Kiểm tra điều kiện trạm trục 24

PHẦN III 25

THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT NỐI ĐỠ 25

1 Thiết kế trục 25

1.1 Sơ đồ đặt lực như hình vẽ 25

1.2 Tính sơ bộ đường kính trục 26

1.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 26

27

1.4 Tải trọng tác dụng lên trục 28

1.5 Tính toán trục I 29

1.5.1 Tính các phản lực 29

1.5.2 Mômen trên trục 29

1.5.3 Biểu đồ mômen và sơ đồ kêt cấu trục 30

1.5.4 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 31

1.5.5 Tính kiểm nghiệm độ bền tĩnh 33

1.6 Tính toán trục II 34

1.6.1 Tính các phản lực 34

1.6.2.Mômen trên trục 35

1.6.3 Biểu đồ mômen và sơ đồ kêt cấu trục 35

1.6.4 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: 37

1.6.5 Tính kiểm nghiệm độ bền tĩnh 39

1.7 Tính toán trục III 39

1.7.1 Tính các phản lực 39

1.7.2.Mômen trên trục 40

1.7.3 Biểu đồ mômen và sơ đồ kêt cấu trục: 41

1.7.4 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 42

1.7.5 Tính kiểm nghiệm độ bền tĩnh 45

2 Tính chọn ổ lăn 45

2.1 Tính chọn ổ trục đầu vào hộp giảm tốc 45

2.1.1 Tính lực tác dụng lên ổ trục 45

2.1.2 Chọn loại ổ 46

2.1.3 Chọn cấp chính xác ổ lăn 47

2.1.4 Tính ổ theo khả năng tải động 47

2.1.5 Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh 48

2.2 Tính chọn ổ trên trục trung gian của hộp giảm tốc 49

2.2.1 Tính lực tác dụng lên ổ 49

2.2.2 Chọn loại ổ lăn 49

2.2.3 Chọn cấp chính xác ổ lăn 50

2.2.4 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ 50

2.2.5 Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ 51

2.3 Tính chọn ổ trên trục ra của hộp giảm tốc 51

2.3.1 Tính lực tác dụng lên ổ 51

2.3.2 Chọn loại ổ 53

2.3.3 Chọn cấp chính xác ổ lăn 53

2.3.4 Tính chọn ổ theo khả năng tải động 53

2.3.5 Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh 55

3 Chọn khớp nối 55

3.1 Chọn khớp nối trục vào hộp giảm tốc 56

3.2 Chọn khớp nối trục ra hộp giảm tốc 56

4 Tính chọn then 57

4.1 Tính chọn then trục đầu vào hộp giảm tốc 57

4.1.1 Then lắp ghép giữa trục với bánh răng côn 57

4.1.2 Then lắp ghép giữa trục với khớp nối 58

4.2 Tính chọn then trên trục trung gian hộp giảm tốc 59

4.2.1 Kiểm tra điều kiện liền trục 59

4.2.2 Chọn then 60

4.2.3 Kiểm nghiệm then 60

4.3.Tính chọn then trên trục ra hộp giảm tốc 62

4.3.1 Then lắp ghép giữa trục với bánh trụ răng nghiêng 62

4.3.2 Then lắp ghép giữa trục với khớp nối 62

PHẦN IV 64

CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP 64

1 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc 64

2 Bảng kích thước các gối trục 66

3 Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp 66

3.1 Bulông vòng 66

3.2 Chốt định vị: 67

3.3 Cửa thăm 67

3.4 Nút thông hơi 68

3.5 Nút tháo dầu 69

3.6 Kiểm tra mức dầu 70

TÀI LIỆU THAM KHẢO 70

Phần I

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1 Chọn động cơ điện.

1.1 Chọn kiểu, loại động cơ

Với hệ dẫn động băng tải dùng với các hộp giảm tốc ta nên sử dụng loạiđộng cơ điện xoay chiều ba pha rôto lồng sóc.vì nó có những ưu điểm sau:

Kết cấu đơn giản, giá thành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy,

có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện

1.2 Chọn công suất động cơ

Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảocho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số cho phép Để đảmbảo điều kiện đó cần thoả mãn yêu cầu sau [1]:

p dm dc p dt dc (kW) (1)

(1)Trong đó: p dm dc : - Công suất định mức của động cơ.

p dt dc : - Công suất đẳng trị trên trục động cơ.

Trong trường hợp tải trọng không đổi:



Với: p lv ct: - Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác.

: - Hiệu suất chung của toàn hệ thống

Trong hộp giảm tốc gồm các bộ truyền mắc nối tiếp nên: η η η η η= 2kn ol brc brt4

 = 0,97 - Trị số hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ

brc= 0,97 - Trị số hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn

ol

 = 0,99 - Trị số hiệu suất của ổ lăn

Hiệu suất chung của toàn hệ thống:

Như vậy, động cơ cần chọn phải có công suất lớn hơn hoặc ít nhất bằng 2,911(kW) Chọn p dt dc= 3 (kW).

1.3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ

Số vòng quay đồng bộ của động cơ được xác định theo công thức:

db

60.f

n = p

Trong đó: n db: - Số vòng quay đồng bộ của động cơ điện

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

p: - Số đôi cực từ; p = 1;2;3;4;5;6

Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ

và giá thành của động cơ tăng (vì số đôi cực từ lớn) Tuy nhiên dùng động cơ có

số vòng cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức tỉ số truyền của toàn hệ thốngtăng, dẫn tới kích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên

Do trạm dẫn động băng tải không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn cácđộng cơ có p = 2 tương ứng với số vòng quay đồng bộ là 1500 (vòng/phút)(tương ứng số vòng quay có kể đến sự trượt 3% là 1450 vòng/phút)

Số vòng quay của trục công tác là:

ct 3 3

60.10 v 60.10 1,7

Trong đó: nct: Số vòng quay của trục công tác (vòng/phút).

D : đường kính tang dẫn của băng tải (mm)

V : vận tốc vòng của băng tải (m/s)

Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:

db

sb ct

Cosφ

k dn

I I

k dn

T T

Khốilượng(kg)

Tầnsố(Hz)

Điện áplưới (V)

Sốđôicựctừ

1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ.

1.5.1 Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ:

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ỳcủa hệ thống Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Điều kiện mở máy của động cơ thoả mãn nếu công thức sau đảm bảo:

Với: T k : - Mômen khởi động của động cơ

T dn: - Mômen danh nghĩa của động cơ

: - Công suất cản ban đầu trên trục động cơ (kW)

1, 4.2,911 4,0754

Từ (7) và (8) ta có điều kiện (6) thỏa mãn.

1.5.2 Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ:

Với sơ đồ tải trọng có tính chất không đổi và quay một chiều, nên khôngcần kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ

Vậy, Động cơ K112M4 thỏa mãn điều kiện đầu bài

2 Phân phối tỉ số truyền.

Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống (u) xác định theo:

1445 18, 25

79, 2

dc ct

n

Trong đó: ndc: - Số vòng quay của động cơ đã chọn (vòng/phút)

nct: - Số vòng quay của trục công tác (vòng/phút)

Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp nên ta có:

với : u1, u2 là tỉ số truyền của các bộ truyền trong hệ thống

2.1 Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc.

Ký hiệu:

U h : - tỷ số truyền của hộp giảm tốc;

U ng : - tỷ số truyền của bộ truyền ngoài hộp;

Trong sơ đồ khai triển trạm dẫn động cho trong đề bài, có hai bộ truyền ngoàihộp là khớp nối, vậy ta có:

2.2 Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Với hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ 2 cấp, để nhận được chiều cao hộp giảmtốc nhỏ có thể tính tỉ số truyền bộ truyền bánh răng cấp chậm U2 theo công thứcsau [1]:

Tỉ số truyền cho bộ truyền bánh răng côn trụ cấp nhanh:

1

2

18, 25

5,06 3,61

h

U U



Kết luận:

Tỉ số truyền cho cả hộp giảm tốc : U  h 18, 25

Tỉ số truyền cho bộ truyền bánh răng côn trụ cấp nhanh: U15,06

Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng khớp chậm: U 2 3,61

3 Tính toán các thông số trên các trục.

Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau: Chỉ số "dc" ký hiệu trục động cơ, cácchỉ số “I”, “II”, “III”, “ct” lần lượt là ký hiệu của các trục 1, 2, 3 và trục côngtác

3.1 Tính công suất trên các trục.

Với sơ đồ tải trọng không đổi ta có:

- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ tính theo công thức:

I II

n n

II III

n n

3.3 Tính mômen xoắn trên các trục.

Mô men xoắn trên trục động cơ được xác định theo công thức sau:

9,55.10 9,55.10 2,91

19232 1445

dc dc

dc

p T

n

Mô men xoắn trên trục I:

9,55.10 9,55.10 2,88

19034 1445

I I

I

p T

n

Mô men xoắn trên trục II:

Mô men xoắn trên trục III:

(Nmm)

Mô men xoắn trên trục công tác:

(Nmm)

3.4 Bảng kết quả.

Các kết quả tính ở trên là số liệu đầu vào cho các phần tính toán sau này,

do vậy ta có bảng thống kê kết quả sau:

- Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180…350

t i : Tổng số thời gian làm việc ở chế độ thứ i

c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay, c=1.

- Theo đề tài tính chất của tải trọng là ổn định nên ta có:

+) N HE 2  N HO 2 lấy N N K 1

2 2

Trong đó :

K HL : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế

độ tải trọng của bộ truyền

Vậy ta có thể xác định được ứng suất tiếp xúc cho phép H và ứng suất uốn cho phép F theo công thức :

H

HL o

H H

1 560 1

1 1

1 540 2

2 2

3 Tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng :

3.1 Xác định chiều dài côn ngoài theo công thức sau :

3

2 ' 1

2

1 1

H be be

H R

e

u K K

K T u

06 , 5 25 , 0

m tm

- Theo bảng 6.8 [1] lấy modul tiêu chuẩn m te 2,5 (mm)

- Tính lại modul trung bình :

Z u Z

o

Z arctg arctg

Z

     

' '' ' ''

2 90o 1 90o 11 12 3o 78 4818o

- Đường kính trung bình của bánh nhỏ : d m1 Z m1 tm  19.2,19 41,61 (  mm)

T K K 

Trong đó :

b K R  be e  0,25.122 30,5 (  mm )

T K K

Trong đó K F là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng K F  1,

Như vậy đảm bảo điều kiện bền uốn

3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Theo 6.48 [1], với K qt K bd  1 , 4

- Ứng suất tiếp xúc cực đại

Hmax  H. K qt  469 1, 4  555(MPa) Hmax

Với Hmax  2 , 8 ch  2 , 8 450  1260 (MPa)

- Ứng suất tiếp xúc cực đại

 

1max 1 71,3.1, 4 99,8( ) 1 max

F2max F2.K qt 62,9.1, 4 88( MPa)F2 max

Với : F1max  0 , 8 ch1  0 , 8 580  464 (MPa)

F2max  0,8.ch2  0,8.450 360(  MPa)

Như vậy thỏa mãn điều kiện quả tải

3.6 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn.

+ Chiều dài côn ngoài R e  122 (mm)

- Theo các công thức trong bảng 6.19 [1] tính được :

+ Đường kính chia ngoài d e1  47,5 (mm) ; d e2  240 (mm)

1 11 1142 ;o 2 78 4818o

+ Chiều cao răng ngoài h e  5,5 (mm)

+ Chiều cao đầu răng ngoài h ae1  2,5 (mm) ; h ae2  2,5 (mm)

+ Chiều cao chân răng ngoài h fe1  3 (mm) ; h fe2  3 (mm)

+ Đường kính đỉnh răng ngoài d ae1  52, 4 (mm) ; d ae2  240,97 (mm)

trên trục II: T II= 90618 (N.mm) Với bánh răng nghiêng có

Theo bảng 6.8 [1] chọn môđun pháp tiêu chuẩn: m = 2,5 (mm)

Chọn sơ bộ   15o, do đó cos = 0,9659, theo công thức (6.31) [1] số răng bánh nhỏ:

w 1

Suy ra:  arccos 0,960896  16, 07584o 16 4 33o ' "

2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (6.33) [1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

Suy ra:

b

tg   cos 20,7458 tg 16,07584o o  0, 269493;Suy ra góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở:

tw

2.cos 15,0825 2.cos





 

Với chiều rộng vành răng: b w 2  ba a w 2  0, 25.149,6 37, 4  (mm);

Suy ra: 37, 4.sin 16,07584 

1,319 3,14.2,5

Theo (6.1) với v = 0,972 m/s < 5 m/s ta có Z v  1; Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám R a  2,5 1, 25 m  , do đó Z R  0,95; Với d a  700mm, ta có K xH  1 Do đó theo công thức (6.1) [1] và (6.1a) [1]:

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức (6.43) [1], ta được:

F1

2.90618.1,694.0,608.0,8852.3,8

96,6 40.65.2,5

F2 F2 F1

Như vậy răng bánh răng thỏa mãn điều kiện bền uốn

2.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Tải trọng không đổi, quay một chiều nên quá tải xảy ra khi mở máy với hệ số quá tải:

Ta có:  H1max  575, 4MPa 1260MPa    H max ;

Như vậy độ bền tiếp xúc của răng khi quá tải (mở máy) được thỏa mãn

2.5.2 Kiểm nghiệm độ bền uốn của răng khi quá tải

Như vậy độ bền uốn của răng khi quá tải (mở máy) được thỏa mãn

2.6 Các thông số và kích thước bộ truyền:

+ Góc nghiêng của răng:   16 4 33o ' ";

+ Số răng bánh răng: z 1  25; z 2  90;

+ Hệ số dịch chỉnh: x 1  0; x 2  0

Theo các công thức trong bảng 6.11 [1], tính được:

2.7 Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho hộp giảm tốc.

Với hộp giảm tốc bôi trơn trong dầu, các bánh răng (bánh vít) lớn (hay bánh

bị dẫn) được ngâm trong dầu Kiểm tra điều kiện bôi trơn là kiểm tra các bánh lớn đều ngâm trong dầu và khoảng cách giữa mức dầu nhỏ nhất và mức dầu lớn nhất phải lớn hơn một trị số cho phép (thường bằng 5 đến 10 mm)

Gọi x là khoảng cách từ các mức dầu đến tâm trục chiều sâu ngâm dầu tối thiểu của bánh răng được lấy như sau:

2.7.1 Bộ truyền bánh răng côn – trụ.

Để bôi trơn ngâm dầu cần ngâm các bánh lớn ngập hết chiều dài răng Khi này

X   l   

Xmin  X max  104,6 89,6 15(   mm)

Vậy: mức dầu bôi trơn chung cho cả hộp là:

min 2min 4min

max 2max 4max

Như vậy thỏa mãn điều kiện bôi trơn

Sơ đồ kiểm tra điều kiện bôi trơn

2.8 Kiểm tra điều kiện trạm trục.

Để tránh các bánh răng chạm vào các trục của hộp giảm tốc, cần đảm bảo các

bánh răng cách các trục quay ít nhất 7 đến 10 mm

Gọi L là khoảng cách từ bánh răng đến trục, ta có:



Trong đó:

-T: mô men xoắn, MPa

- [ ] :ứng suất xoắn cho phép, MPa, với vật liệu trục là thép CT45, thép 45, 40X, [ ] 12 20MPa  

- Số liệu cho trước:

Công suất trên trục vào của hộp giảm tốc: N = 2,88 (KW)

Số vòng quay: n1= 1445 (v/ph)

Tỷ số truyền: u1= 5,053 ; u2= 3,6

Chiều rộng vành răng: b1= b2 =31 (mm); b3= 48(mm); b4= 40 (mm)

Góc nghiêng của cặp bánh răng trụ răng nghiêng:   16 4 33  ' "

Chọn vật liệu chế tạo trục bằng thép C45, có b= 600 (MPa), ứng suất xoắncho phép [ ] 12 20 (MPa)   

1.1 Sơ đồ đặt lực như hình vẽ

[ ]  - ứng suất xoắn cho phép [ ] 12 20 (MPa)    ; lấy  τ =15 (MPa)

Đường kính sơ bộ của 3 trục:

Tra bảng 10.2 [1], chọn d 3  45 mm và chiều rộng ổ lăn b0 25 (mm)

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

Khoảng cách mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp: k 2  10 mm 

Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ: k3  15 mm 

Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông: hn 18 mm  

Chiều dài may ơ nửa khớp nối trục 1: l m12 1, 4 2,5 d   1  2.20 40 mm   

Chiều dài may ơ nửa khớp nối trục 3: l m32 1, 4 2,5 d = 2.45 = 90 mm   3  

Chiều dài may ơ bánh côn nhỏ: lm13 1, 2 1, 4 d  1 1, 4.20 28 mm  

Chiều dài may ơ bánh côn lớn : l m23 1, 2 1, 4 d   2  1, 4.30 42 mm   

Chiều dài may ơ bánh răng nghiêng nhỏ:

N d

157( ) 1300( ) 197( ) 524( )

td

M d



Do tại B lắp ổ nên lấy d 20 mm   

Tại C:

M d



Tại D lắp bánh răng côn, lấy d 15 mm D   

Tại A lắp khớp nối, chọn dA 20 mm  

Vậy tiết diện nguy hiểm nhất tại C: d =20(mm)c ;

1.5.3 Biểu đồ mômen và sơ đồ kêt cấu trục

1352

36785 13794

19034

My

M z

1.5.4 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

Kết cấu trục vừa thiết kế phải đảm bảo được về độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điiều kiện sau Theo 10.19[1]: ta có

 s - hệ số an toàn cho phép, thong thường  s 1,5 2,5  (khi cần tăng

độ cứng  s 2,5 3  , như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng trục)

s và s: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp theo 10.20[1] và 10.21[1] ta có:

Trong các công thức trên:

Đối với vật liệu trục là thép cácbon C45 tôi đạt  b 600MPa, ta có: -1: giới hạn mỏi uốn 1  0, 436 1  0, 436.600 262 MPa   

 -1: giới hạn mỏi uốn 1  0,58 1  0, 253 b  0, 253.600 152(  MPa)

a,  m,  a,  m : -biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện C:

, : Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi Tra bảng 10.7[1]:   0,05;   0

k k k

y

k k k

y

k k k

y

k k k

M

MPa d

Tính mômen uốn tổng M J và mômen tương đương M tdJ tại các tiết diện trên chiều dài trục

0,1



 ; Trong đó:   - ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, tra bảng 10.5[1] ta được  d  63MPa;

Tại mặt cắt B ở phía phải:

Do tại B lắp bánh răng côn nên lấy d B  30(mm);

Tại mặt cắt C ở phía trái:

Do tại C lắp bánh răng trụ răng nghiêng nên lấy d C  30(mm)

Vậy tại mặt cắt B nguy hiểm nhất d B  30(mm)

Tại vị trí lắp ổ lăn, trục chịu mômen bằng 0, nhưng để đảm bảo kết cấu trục,chọn đường kính hai ngõng trục là d n  20(mm);

Kết luận: Ta có kết cấu trục như sau:

Đường kính bậc trục lắp bánh răng trụ răng nghiêng: d B  30(mm);

Đường kính bậc trục lắp bánh côn: d A  30(mm);

Đường kính hai ngõng trục: d n  20(mm);

1.6.3 Biểu đồ mômen và sơ đồ kêt cấu trục