Đồ án thiết kế hộp gảm tốc bánh răng nghiêng 2 cấp cho các bạn sinh viên có nhu cầu nghiên cứu để làm đồ án tốt nghiệp cuối khóa. Nội dung đầy đủ dễ hiểu, có thể giúp các bạn thêm kiến thức cho quá trình học tập và làm việc.
Trang 1THẢO LUẬN ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
ĐỀ TÀI : THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP ĐỒNG TRỤC –
BÁNH RĂNG NGHIÊNG
Họ và tên sinh viên : Phạm Việt Hiếu
MSSV : 20185992
Lớp : CKĐL – TE2 01
Giảng viên hướng dẫn : PGS.TS/Phó trưởng Bộ môn Trần Xuân Bộ
Trang 2- Sơ đồ gồm các bộ phận sau:
Động cơ Trục 1 ( thông qua bộ truyền đai 2)
Trục 1 Trục 2 ( thông qua bánh răng nghiêng thứ nhất )
Trục 2 Trục 3 ( thông qua bánh răng nghiêng thứ hai )
Trục 3 Băng tải ( thông qua khớp nối 4)
- Phải bố trí các của các trục đồng tâm bên trong hộp giảm tốc, làm phức tạp kết cấu gối
đỡ và gây khó khăn cho việc bôi trơn các ổ
- Khả năng tải của cấp nhanh không dùng hết vì tải trọng tác dụng vào cấp chậm lớn hơnkhá nhiều so với cấp nhanh trong khi đó khoảng cách trục của hai cấp bằng nhau
- Khoảng cách giữa các gối đỡ của trục trung gian lớn, do đó muốn đảm bảo trục đủ bền và
đủ cứng cần phải tăng cường kích trục
Hiệu suất truyền động :
η = theo (2.9) TL[1]
Chọn hiệu suất bộ truyền theo bảng 2.3 TL[1], trong đó :
η : Hiệu suất truyền động chung ; = 0,99 : Hiệu suất khớp nối trục ; = 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai ; = 0,99 : Hiệu suất một cặp ổ lăn ; = 0,97 : Hiệu suất cặp bánh răng trụ răng nghiêng
Vậy theo (2.9) TL[1], ta được :
Trang 3η = = 0,99.0,96 0,995 .0,972 = 0,85
Do tải trọng thay đổi, nên ta coi động cơ làm việc với công suất tương đương không đổi
Theo (2.12) & (2.13) TL[1], ta có : = = (1)Với = 1 ; = 0,83 ; = 0,5
Theo bảng P1.3, Phụ lục với Pct = 2,78kW và nsb = 2400 vg/ph dùng động cơ 4A90L2Y3
Ký hiệu Công suất
P(kw)
Vận tốc quayn(vg/ph) cosϕ η(%)
Trang 42 Phân bố tỉ số truyền
- Tỉ số truyền của hệ : = = = 56,76 theo (3.23) TL[1]
- Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài – đai : = 4 bảng 2.4 TL[1]
- Tỉ số truyền của bộ truyền ngoai – xích : = 3,5 bảng 2.4 TL[1]
- Tỉ số truyền của hộp giảm tốc : = = =14,19 theo (3.24) TL[1]
- Đối với hộp giảm tốc hai cấp đồng trục nên ta có:
Trang 5IV Tính toán, thiết kế bộ truyền đai thang
Trang 6Trong đó : u – tỉ số truyền ; ԑ = 0,01 ÷ 0,02 – hệ số trượt ; ta chọn ԑ = 0,015
Theo tiêu chuẩn của bánh đai hình thang ( bảng 4.21, TL[1] ), ta chọn = 450 mm
Từ đó, tỉ số truyền thực tế của bộ truyền đai là :
= = ≈ = 4
Vậy không có sai số của bộ truyền, các thông số bánh đai được chọn thỏa mãn
Trang 7a) Chọn khoảng cách trục a
0,55 ( + ) + h ≤ a ≤ 2 ( + ) theo ( 4.14 ) TL[1] 0,55 ( 112 + 450) + 8 ≤ a ≤ 2 ( 112 + 450) ( với h = 8 - chiều cao tiết điện đai )
317,1≤ a ≤ 1124
Theo tiêu chuẩn từ bảng 4.14 TL1, a/= 0,95 ; ta được a = 428 mm ( thoả mãn )
b) Chọn chiều dài đai l
l = 2a + π theo (4.4) TL[1]
= 2.428 + π
= 1805,52 mm
Quy tròn theo bảng tiêu chuẩn 4.13 TL1, ta được l = 1800 mm
Kiểm nghiệm tuổi thọ đai : i = = = 8,3 ≤ = 10 ( thoả mãn ) theo (4.15) TL[1]Tính chính xác lại khoảng cách trục a :
a = ()/ 4 theo (4.6) TL[1]Với : = l = 1800 = 917,21
P1 = Pđc = 2,75 kW[Po ] – công suất có ích cho phép,
Trang 8theo bảng 4.19 TL[1] chọn được [Po ] = 2,40 kW
Kđ – hệ số tải trọng động ,
theo bảng 4.7 TL[1] chọn được Kđ = 1,35 (động cơ làm việc 2 ca)
Cα – hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1
theo bảng 4.15 TL[1] chọn được Cα = 0,875
Cl – hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai l
Ta có = = 1,06 với l0 = 1700 là chiều dài đai thí nghiệm theo bảng 4.16 TL[1] chọn được Cl = 1
Cu – hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền u
theo bảng 4.17 TL[1] chọn được Cu = 1,14
Cz – hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai
Có = = 1,15Theo bảng 4.18 TL[1] chọn được Cz = 0,975
Thay các thông số vào , ta có z = = 1,65
Ta chọn z = 2
Theo ( 4.17 ) TL[1] ta có công thức chiều rộng banh đai B :
Trang 9da2 = 112 + 2.3,3 = 118,6
Lực căng trên 1 đai :
Do đó = 0,105.16,6 2 = 28,93 (N)Thay các thông số vào , ta được :
Với phương pháp tôi cải thiện, tra bảng 6.1 TL[1] ta được số liệu :
Trang 1040X Tôi cải thiện ≤ 100 HB 230 … 280 850 550
Bên cạnh đó, ta cần chọn vật liệu bánh răng nhỏ ( bánh chủ động ) tốt hơn bánh răng lớn ( bánh bịđộng) vì chu kì làm việc của bánh răng nhỏ nhiều hơn bánh răng lớn Đồng thời để tăng khả năng chạymòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn
- - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng ;
- - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng ;
- - hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất ;
- - hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn ;
Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy = 1 và = 1, do đó ta được hai công thức rút gọn :
Trang 11- , - bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
Trong trường hợp này, ta được = = 6 do HB ≤ 350
- - số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
Theo (6.5) TL[1] ta được công thức : = với - là độ cứng Brinen Trường hợp này ta lấy =260
Do đó = 30 = 18752418,64
- - số chi kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
Có = 4.106 đối với mọi loại thép
- , - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
Ta xét trường hợp tải trọng thay đổi, do đó theo (6.7) và (6.8) ta được :
= 60c = 60c
Trong đó , lần lượt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i bánh răng đang xét
Ta được :
c là số lần ăn khớp trong một vòng quay, ở đây c =1 Tổng số giờ làm việc t =24000 giờ
Số vòng quay trên 1 phút : = 188,35 ; = 50Thay các thông số vào ta được :
• Đối với bánh răng chủ động
= 60.1.188,35.(13 + 0,833 + 0,53 ).24000 = 158921988
= 60.1.188,35.(16 + 0,836 + 0,56 ).24000 = 111674268,5
• Đối với bánh răng bị động
= 60.1.50.(13 + 0,833 + 0,53 ).24000 = 42187944,78
= 60.1.50.(16 + 0,836 + 0,56 ).24000 = 29645412,4
Trang 12Với các kết quả vừa tinh được, ta thấy > và > đối với cả hai bánh răng
do đó = = 1
Từ những số liệu vừa tìm được, thay vào công thức (6.1a) và (6.2a) TL[1] ta được :
- Đối với bánh răng chủ động :
1.3 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền
Đối với hộp giảm tốc, thông số cơ bản là khoảng cách trục aw Theo (6.15a) TL[1], ta được công thức:
Khi đó, dựa vào bảng 6.7 TL[1], ta tìm được = 1,08
Thay các thông số vào, ta được :
aw = 154,14 mm Theo tiêu chuẩn, ta chọn aw = 150 mm
Trang 13hệ số trùng khớp, do đó làm tăng tiếng ồn trong truyền động bánh răng.
Vì vậy, dựa vào bảng tiêu chuẩn 6.8 TL[1], ta chọn m = 2
Vậy số răng bánh bị dẫn là : z4 = u.z3 = 3,767 31 = 116,77
cosαtw = zt .m.cosα / (2aw)
Có α = 20°, ta được cosαtw = 148.2.cos(20°) / (2.150) = 0,927
Trang 14Vậy αtw = 22°
1.5 Kích thước bộ truyền bánh răng
Từ bảng 6.11 TL[1], ta được các công thức sau :
n3 – số vòng quay bánh chủ động
Tra bảng 6.13 TL[1] ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 9
1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo (6.33) TL[1], ta có công thức ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền :
Trong đó :
Trang 15= 274 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ( tra bảng 6.5 TL[1] )
v = 0,62 m/s
- hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp
Trang 16Từ bảng 6.15 TL[1] được = 0,002
- hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch các bước răng
Từ bảng 6.16 TL[1] được = 73 Vậy = 0,002.73.0,62= 0,57
Thay các thông số, ta được =1 + = 1,005
Từ đó tính được = 1,08.1,13.1,005 = 1,226
Thay tất cả các thông số vừa tính được vào công thức (3), ta được :
= 274.1,69.0,761.= 524 MPa
Thấy ≤ [σH ]cp do đó độ bền tiếp xúc được thoả mãn
1.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
= = = 0,58 - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với = 1,725 đã tính được ở trên
= 1 - = 1 - = 0,933 - hệ số kể đến độ nghiêng của răng
, - hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4
Tra bảng 6.18 TL[1], ta được : = 3,8 với = = 32,27
= 3,6 với = = 117,58 = - hệ số tải trọng khi tinh về uốn
Với : - hệ số sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn
Tra bảng 6.7 TL[1], ta được = 1,17
Trang 17- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớpkhi tính về uốn.
Thay các thông số, ta được =1 + = 1,01
Thấy ≤ [σF4 ]cp do đó độ bền uốn được thoả mãn
1.8 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo công thức (6.48) TL[1], ta có
= ≤ []max
Với : = 524 MPa
Trang 18= = 2,2 ( thông số khi chọn động cơ )
[]max = 2,8 = 2,8.650 = 1820 MPa theo (6.13) TL[1]
Ta được : = 524 = 777,22 MPa ≤ []max
Do đó thỏa mãn quá tải về tiếp xúc
Theo công thức (6.49) TL[1], ta có
= ≤ []max
Với : = 149,7 MPa
= 2,2
[]max = 0,8 = 0,8.650 = 520 MPa theo (6.14) TL[1]
Ta được : []max = 149,7.2,2 = 329,34 MPa ≤ []max
Do đó thoả mãi quá tải về uốn
Trang 19- - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng ;
- - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng ;
- - hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất ;
- - hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn ;
Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy = 1 và = 1, do đó ta được hai công thức rút gọn :
• Đối với bánh răng bị động
Trang 20Trong trường hợp này, ta được = = 6 do HB ≤ 350.
- - số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
Theo (6.5) TL[1] ta được công thức : = với - là độ cứng Brinen Trường hợp này ta lấy =260
Do đó = 30 = 18752418,64
- - số chi kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
Có = 4.106 đối với mọi loại thép
- , - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
Ta xét trường hợp tải trọng thay đổi, do đó theo (6.7) và (6.8) ta được :
= 60c = 60c
Trong đó , lần lượt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i bánh răng đang xét
Ta được :
c là số lần ăn khớp trong một vòng quay, ở đây c =1 Tổng số giờ làm việc t =24000 giờ
Số vòng quay trên 1 phút : = 709,5 ; = 188,35Thay các thông số vào ta được :
• Đối với bánh răng chủ động
= 60.1.709,5.(13 + 0,833 + 0,53 ).24000 = 598646936,5
= 60.1.709,5.(16 + 0,836 + 0,56 ).24000 = 420668402
• Đối với bánh răng bị động
= 60.1.188,35.(13 + 0,833 + 0,53 ).24000 = 158921988
= 60.1.188,35.(16 + 0,836 + 0,56 ).24000 = 111674268,5
Với các kết quả vừa tinh được, ta thấy > và > đối với cả hai bánh răng
do đó = = 1
Từ những số liệu vừa tìm được, thay vào công thức (6.1a) và (6.2a) TL[1] ta được :
- Đối với bánh răng chủ động :
Trang 21= 647,725 MPa
( bánh răng trụ )Vậy thoả mãn yêu cầu (6.12) TL[1]
hệ số trùng khớp, do đó làm tăng tiếng ồn trong truyền động bánh răng
Vì vậy, dựa vào bảng tiêu chuẩn 6.8 TL[1], ta chọn m = 2
Vậy số răng bánh bị dẫn là : z2 = u.z1 = 3 ,767 31 = 116,77
Ta chọn z2 = 117
Do đó zt = z1 + z2 = 148
Do z1 > 30 nên không cần dùng dịch chỉnh
Tính lại góc β : cos β = = 0,986
Trang 22Vậy β = 9,367° thoả mãn điều kiện β ∈ [8°…20°]
c) Xác định góc ăn khớp
Theo công thức (6.27) TL[1], ta có :
cosαtw = zt .m.cosα / (2aw)
Có α = 20°, ta được cosαtw = 148.2.cos(20°) / (2.150) = 0,927
Vậy αtw = 22°
2.5 Kích thước bộ truyền bánh răng
Từ bảng 6.11 TL[1], ta được các công thức sau :
n1 – số vòng quay bánh chủ động
Tra bảng 6.13 TL[1] ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 9
Trang 232.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo (6.33) TL[1], ta có công thức ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền :
Trang 24- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ănkhớp Tra bảng 6.14 TL[1], ta được = 1,13
=1 + - hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
theo (6.41) TL[1]
Thay các thông số, ta được =1 + = 1,018
Từ đó tính được = 1,08.1,13.1,018 = 1,243
Thay tất cả các thông số vừa tính được vào công thức (3), ta được :
= 274.1,69.0,761.= 277,57 MPa
Thấy ≤ [σH ]cp do đó độ bền tiếp xúc được thoả mãn
2.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
= = = 0,58 - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với = 1,725 đã tính được ở trên
= 1 - = 1 - = 0,933 - hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Trang 25, - hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2
Tra bảng 6.18 TL[1], ta được : = 3,8 với = = 32,27
= 3,6 với = = 117,58 = - hệ số tải trọng khi tính về uốn
Với : - hệ số sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn
Thay các thông số, ta được =1 + = 1,04
Trang 26Thấy ≤ [σF2 ]cp do đó độ bền uốn được thoả mãn.
2.8 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo công thức (6.48) TL[1], ta có
= ≤ []max
Với : = 277,57 MPa
= = 2,2 ( thông số khi chọn động cơ )
[]max = 2,8 = 2,8.650 = 1820 MPa theo (6.13) TL[1]
Ta được : = 277,57 = 411,7 MPa ≤ []max
Do đó thỏa mãn quá tải về tiếp xúc
Theo công thức (6.49) TL[1], ta có
= ≤ []max
Với : = 42,36 MPa
= 2,2
[]max = 0,8 = 0,8.650 = 520 MPa theo (6.14) TL[1]
Ta được : []max = 42,36.2,2 = 93,192 MPa ≤ []max
Do đó thoả mãi quá tải về uốn
Bảng thông số bộ truyền bánh răng
Trang 27Chiều rộng vành răng b w 45 45 45 45
1.1 Chọn vật liệu
Ta chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 thường hóa, có = 600 MPa, HB = 170…217, ứng suấtxoắn cho phép [ τ ] = 15…30 MPa Ta lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn đốivới trục ra
1.2 Tính sơ bộ trục
Theo công thức (10.9) TL[1], đường kính trục được xác định sơ bộ theo mômen xoắn :
d ≥ mmTrong đó : T - mômen xoắn, Nmm
- ứng suất xoắn cho phép, MPa
Chọn ] = 20 MPa; ] = 25 MPa; ] = 30 MPa;
Trục 1 : ≥ = 20 mm
Trục 2 : ≥ = 29,42 mm
Trục 3 : ≥ = 42,49 mm
Từ đó, ta chọn được : = 20 mm, = 35 mm, = 45 mm
1.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Từ đường kính trục vừa tính được, qua bảng 10.2 TL[1], ta xác định được chiều rộng ổ lăn :
= 20 mm nên = 15 mm
Trang 28= 35 mm nên = 21 mm = 45 mm nên = 25 mm Tra bảng 10.3 TL[1], ta chọn được :
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp : = 12 mmKhoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp : = 8 mm
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ : = 15 mmChiều cao nắp ổ và đầu bu lông : = 18 mm
Tính chiều dài mayơ :
Theo công thức 10.10 TL[1] chiều dài mayơ bánh đai và bánh răng trụ :
= ( 1,2…1,5 )d Theo công thức 10.13 TL[1] chiều dài mayơ nửa khớp nối đối với trục vòng đàn hồi :
= ( 1,4…2,5 )d
• Trên trục I : có mayơ của bánh đai và mayơ bánh răng trụ thứ nhất :+ Chiều dài mayơ bánh đai :
= (1,2…1,5)d = (24…30) Chọn = 25 mm+ Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ nhất : = (1,2…1,5)d = (24…30) Chọn = 25 mm
• Trên trục II : có 2 mayơ của 2 bánh răng trụ :+ Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ hai : = (1,2…1,5)d = (42…52.5) Chọn = 45 mm+ Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ ba :
= (1,2…1,5)d = (42…52,5) Chọn = 45 mm
• Trên trục III : có may ơ của bánh răng trụ thứ tư và khớp nối :+ Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ tư :
= (1,2…1,5)d = (54…67,5) Chọn = 60 mm+ Chiều dài may ơ nửa khớp nối đối với trục vòng đàn hồi : = (1,4…2,5)d = (63…112,5) Chọn = 90 mm
Tra bảng 10.3 TL[1] ta được các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục
Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp = 8 mm
Trang 29Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến nắp ổ = 15 mm
Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực của đai hoặc khớp nối theo bảng 10.4 TL[1] :
Lực do đai tác dụng lên trục : = 475 N ( đã tính ở mục IV )
Bánh răng trụ cấp nhanh : theo công thức (10.1) TL[1] , ta được :
Trang 30- Lực dọc trục : = = tgβ = 4044,68 tg 9,367° = 667,21 (N)
1.5 Tính toán trục
a) Trục I :
Ta chọn chiều quay của động cơ truyên qua bánh đai tới trục I là thuận chiều kim đồng hồ
Do đó, chiều quay của trục I là thuận chiều kim đồng hồ khi ta nhìn theo chiều từ trái sang phải Chọn bánh răng chủ động trên trục I là bánh răng nghiêng thứ nhất là nghiêng phải
Ta có : = 475 N = 53 mm = 1117 N = 40 mm = 457,4 N = 80 mm = 184,26 = 35146 Nmm
Sơ đồ chi tiết quay và lực từ các chi tiết máy quay tác dụng lên trục :
Trang 31Suy ra : = = 156,2 N
Mà = + - = 0Suy ra : = - = 301,2 N
= + - = 0
Suy ra : = = 873,18 N
Mà = - - + = 0 Suy ra : = - + + = 231,18 NBiểu đồ mômen uốn Mx, My và mômen xoắn T
Trang 32Xác định đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm A, B, C, D :
Theo công thức (10.17) TL[1], đường kính trục tại tiết diện j được tính :
= Trong đó :
- - ứng suất cho phép khi chế tạo trục, tra theo bảng 10.5 TL[1]
Lại có, thép 45 thường hóa, = 600 MPa, đường kính sơ bộ trục I = 20 mmSuy ra = 63 MPa
- - mômen tương đương tại tiết diện j
Với : = - mômen uốn tổng tại j theo (10.15) TL[1]
Trang 33Vậy theo tiêu chuẩn ta chọn = 30 mm
Do ổ lăn tại A và B là như nhau nên = = 30 mm
Tại D : lắp bánh đai
Ta có = = 30437 Nmm
Từ đó = = = 16,9 mmVậy theo tiêu chuẩn, ta chọn = 24 mm (có then )
Chọn then và kiểm nghiệm then
Ta chọn then bằng, tiết diện chữ nhật ( do đơn giản về chế tạo và lắp ghép ) ứng suất dập và ứng suất cắt trên then thỏa mãn điều kiện :
Trang 34- Tại tiết diện D :
= = 44,37 MPa < [] = 100 MPa ( thoả mãn )
= = 16,64 MPa < [] = 60 MPa ( thoả mãn )
- Tại tiết diện C :
= = 31,32 MPa < [] = 100 MPa ( thoả mãn )
= = 13,42 MPa < [] = 60 MPa ( thoả mãn )
Trang 35- Tính phản lực ở các gối đỡ trục :
= – + + = 0
Với = = 184,26 = 21868,9 Nmm = = 667,21 = 20993,8 NmmSuy ra : = = 1118 N
Mà = + – – = 0Suy ra : = + – = 995,65 N = – + = 0
Suy ra : = = 2794,8 N
Mà = + + – = 0 Suy ra : = – – = 132.88 NBiểu đồ mômen uốn , và mômen xoắn T
E K
H
O
E K
H
O
Trang 36Xác định đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm H, K, E, O :
Theo công thức (10.17) TL[1], đường kính trục tại tiết diện j được tính :
= , trong đó :
- - ứng suất cho phép khi chế tạo trục, tra theo bảng 10.5 TL[1]
Lại có, thép 45 thường hóa, = 600 MPa, đường kính sơ bộ trục II = 35 mmSuy ra = 63 MPa
- - mômen tương đương tại tiết diện j
Trang 37Với : = - mômen uốn tổng tại j theo (10.15) TL[1]
Tại K :
= 40 = 1991,4 40 = 79656 Nmm = 40 = 995,65 40 = 39826 Nmm Suy ra = = = 89057,2 Nmm
Suy ra = = = 141699,2 Nmm
Từ đó = = = 28,2 mm Vậy theo tiêu chuẩn ta chọn = 40 mm ( có then )
Tại E :
= 62,5 = 3170,3 62,5 = 198137,2 Nmm = 62,5 = 1118 62,5 = 69875 Nmm Suy ra = = = 210097,3 Nmm
Suy ra = = = 237251,6 Nmm
Từ đó = = = 33,5 mm Vậy theo tiêu chuẩn ta chọn = 45 mm ( có then )
Tại H và O :
Ta thấy tổng momen tại H và O bằng 0 Hai vị trí có vai trò tương đương nên theo tiêu chuẩn ta chọn = = 35 mm
Chọn then và kiểm nghiệm then
Ta chọn then bằng, tiết diện chữ nhật ( do đơn giản về chế tạo và lắp ghép ) ứng suất dập và ứng suất cắt trên then thỏa mãn điều kiện :