Đang tải... (xem toàn văn)
hãy tải nó thật nhiều vào vì nó giúp ích trong việc học của chúng ta. vì vậy các bạn hãy cố gắng học thật nhiều vào để không uổng công của ba me và thầy cô Nguyễn Minh Châu là một trong những cây bút tiên phong của nền văn học hiện đại. Ông luôn dùng ngòi bút của mình để đi tìm hạt ngọc sâu trong tâm hồn con người. Điều này đã được thể hiện rõ thông qua tác phẩm Chiếc thuyền ngoài xa. Tác phẩm kể về câu chuyẹn của một gia đình làng chài ven biển quanh năm gắn bó với chiếc thuyền ngoài khơi xa, tác giả đã thể hiện những ý niệm triết lý sâu sắc về quan điểm nghệ thuật và cuộc đời của mỗi con người. Trong tác phẩm, tác giả đã xây dựng tình huống truyện độc đáo qua hai phát hiện của nghệ sĩ Phùng. người nghệ sĩ nhiếp ảnh luôn đi tìm cái đẹp. Sau những ngày phục kích ngoài bãi biển, Phùng đã bắt gặp một khoảnh khắc trời cho tuyệt đẹp về hình ảnh một chiếc thuyền ngoài xa ẩn hiện trong sương sớm: mũi thuyền in một nét mơ hồ lòe nhòe vào ban sương mù trắng như sữa có pha đôi chút màu hồng của ánh sương mai chiếu vào. Trong cảnh vào buổi sáng tinh mơ và chớm bình minh ấy, chiếc thuyền ngoài xa lòe nhòe, mơ hồ như thực, như ảo. Đó là một khoảnh khắc tuyệt diệu như Phùng đã đánh giâ: đó là một cảnh đắt trơi cho. tất cả khung cảnh ấy nhìn qua những mắt lưới và tấm lưới nằm giữa hai chiếc gọng vó hiện ra dưới một hình thù y hệt cánh một con dơi . Cảnh không chỉ có sự hài hòa giữa thiên nhiên và con người mà bức tranh đó còn hài hóa từ đường nét đến màu sắc, ánh sáng: toàn bộ khung cảnh từ đường nét đến ánh sáng đều hài hòa và đẹp, một vẻ đẹp đơn giản và toàn bích. Vẻ đẹp tuyệt bích đó đã làm trái tim người nghệ sĩ mê cái đẹp rung động và trở lên bối vối, trong trái tim như có cái gì đó bóp thắt vào và thể hiện cảm hứng triết lí về nghẹ thuật. Khoảnh khắc mà Phùng bắt gặp chính là khám phá chân lí của sự toàn thiện, khám phá thấy cái khoảnh khắc trong ngần của tâm hồn. Đối lập với cảnh đẹp toàn mĩ ấy là một cảnh tượng đầy trớ trêu và nghịch lý diễn ra ngày từ chiếc thuyền ngư phủ đẹp như tranh vẽ ấy. Đó là cảnh người chúng rút chiếc thắt lưng chẳng nói chẳng rằng quất tới tấp vào lưng người đàn bà. Người phụ nữ cao lớn với những đường nét thô kệch không hề kêu than một lời mà chỉ cam chịu trước những trận đòn roi từ lão chồng mà không hề chống trả, đặc biệt là không hề chạy trốn. Khung cảnh đó hiện lên khiến Phùng ngỡ ngàng và cay đắng nhận ra: đằng sau vẻ đẹp toàn bích của thiên nhiên là những mảnh đời đne tối, đằng sau cái vẻ đẹp thơ mộng của chiếc thuyền chính là bi kịch bạo lưc gia đình. Sau khi chứng kiến cảnh tượng đầy nghiệt ngã ấy, Phùng đã có những suy ngẫm về hiện thực ngang trái, bất công trong cuộc sống của con người. Hai phát hiện đã khiến cho Phùng người nghệ sĩ luôn đi tìm cái đẹp trăn trở, suy tư. Và người đàn bà làng chài và câu chuyện đời tự kể đã giúp nghệ sĩ Phùng tìm ra giải đáp cho những thắc mắc của mình.
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ ĐỒNG NAI KHOA KT ĐỒ ÁN MƠN HỌC CHI TIẾT MÁY (Khoa Cơng Nghệ) Sinh viên thực hiện:Phạm Văn Hải MSSV :1822041815 : Nguyễn Đình Thái Bảo MSSV:…………… :Nguyễn Tuấn Công MSSV:…………… :Phạm Duy Thiên MSSV:…………… Ngành đào tạo: Đồ án chi tiết máy Người hướng dẫn: Nguyễn Văn Dũng Ký tên:…………… Ngày bắt đầu: Ngày kết thúc: Ngày bảo vệ: Đề số 5: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN Phương án số: Hệ thống dẫn động xích tải gồm: 1- Động điện; 2- Bộ truyền đai thang; 3- Hộp giảm tốc bánh trụ hai cấp phân đôi; 4- Nối trục đàn hồi; 5- Thùng trộn ¿Phần 1: Xác định động ( CT trang 24 1) p T Ta có : pCT = n : pCT công suất cần thiết n hiệu suất chung pT = F ⋅ V 6000 × 0.8 = =4,8 ( KW ) 1000 1000 n=nk ⋅ n D ⋅ nBr nOL =1.1.0,963.0,994=0,8499 (Bảng 2.3 tính chất) n 4,8 Suy pCT 0,8498 =5,6479(KW ) Số vịng quay sơ :nsb=nlv×u ch nlv= 60.1000 V 60.1000 0,8 = =192(v / p) P 50.5 vch=ud.vh=3.8=24 (bảng 2.4 tính chất ) suy : nsb= 192.24=4608(v/p) {P đc≥ p CT } {nđb≈ nsb} Tra bảng 1.3 trang 237 sách ‘ tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí “ Tập Pđc=7,5(KW) nđb=4608(v/p) Kiểu động Công suất 4A123S4Y3 7,5 Vận tốc quay 1455 Tỉ số truyền: -Tỉ số truyền hệ dẫn động nđc 1455 Vch= n = 55 =26,45 lv cos sφφ μ% T max T dn TK T dn 0,86 87,5 2,2 2,0 -Chọn Vh=8 (Bảng 2.4 trang 21 3.1 trang 43 tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí) U 1=3,08 Suy { U =2,6 } -Tỉ số truyền truyền đai Vch=Ud.Vh=Ud.V1.V2 ¿>U d= V ch 26,45 =¿3,303 = 3,08.2,6 V V Ta có : phân phối cơng suất trục P P3 = n ol not n K P3 = 0,99.0,33.1 =5,43 (KW ) 5,43 P2= n n = 0,99.0,96 =5,71( KW ) ol br P1 5,71 P1= n n = 0,99.0 96 =6,008(KW ) ol br P1 6,008 Pđctt= n n = 0,99.0.96 =6,32(KW ) OL d -phân phối vòng quay trục N 1= r dc 1455 = =440,509¿ v/p) u d 3,303 N 2= r 440,509 = =143,02¿ v/p) u1 3,38 N 3= r 143,02 = =55 ¿v/p) u2 2,6 -Tính tốn momen xoắn trục P đctt Tđc=9,55.106 n đc 6,32 =9,55 10 1455 =41481,79 ¿N/m) P 6,008 P 5,71 T1=9,55.106 n =9,55.106 440,509 =130250(N/m) T2=9,55.106 n =9,55.106 143,02 =381278 (N/m) P 5,43 T3=9,55.106 n =9,55.106 55 =942845(N/m) P T4=9,55.106 n =9,55.106 55 =¿868181,81(N/m) lv Trục động 6,32 Công suất(KW) Tỉ số truyền Số vòng 1455 quay (v/p) Moomen 41481,79 xoắn (N/m) ¿ Trục1 Trục2 Trục Trục4 6,008 5,71 5,43 3,03 3,08 2,6 440,509 143,02 55 55 130250 381278 942845 868181,81 Phần 2:Bộ truyền đai B1: chọn vật liệu dây đai truyền đai ( bảng 4.1) -Chọn dạng đai đai dẹt , vật liệu việc công sai B2 : Xác định đường kính bánh đai nhỏ √ d1= (1000÷1300) P1 n1 (CT: hình 4.42 trang 148) Làm tròn theo dãy số tiêu chuẩn ( trang 148) 6,008 √ => d1=(1000÷1300) 440,509 = 238,9÷310,6 Theo tiêu chuẩn chọn d1 =250mm B3: Tính vận tốc: v1 ¿ π d 1.n π 250 440,509 = =¿6,46(m/s) 6.104 6.10 (CT: hình 4.6 trang 132) B4: Chọn hệ số trượt§ tính d2( làm trịn theo tiêu chuẩn -trang 148) tính xác v § hệ số truọt tương đối : §=0,01÷0,02 Ta có: ud ¿ d2 n v d ¿ = n v d [d (1−§)] (CT: hình 4.10 trang 133) =>d 2=u d [ d1 (1－§)]=3,303.[ 280.(1−0,01)] =>chọn d2=800mm B5:khoảng cách trục a a≥2.(d1+d2) a≥2(250+800) a≥2.100 => a¿2100mm Ta có L¿2a+ π (d 1+ d 2) π (250+800) =2.2100+ + + (d 1−d 2)2 4a (CT hình 4.4 trang 132) (250−800)2 4.2100 =5885,348mm=>chọn L=6000mm B7 :Kiểm tra lại số vòng chạy i đai giây: v 5,766 Ta có i= l = 6.10−3 =0,961≤ [i ]=10 => đạt u cầu B8 : Góc ơm đai: α =¿ 180-57 (d 2−d 1) (800−250) =¿180-57 a 6000 (CT hình 4.2 trang 131) =174,775° B9: chiều dài đai :δ =6mm d 250 = =41,67>30=>đai δ vải cao su Tra bảng trang 141: C=Cr.Cv.Cα.Co+Ca=1-0,003.(180-α1) =1-0,003.(180-174,775)=0,984 +Cv =1-0,04(0,01.5,766 -1)=1,026 +bộ truyền đai ngang Co=1 +chế độ tải không đổi : Cr=1 => C=1.1,026.0,984.1=1,0096 B10: Tính bề rộng dây đai b làm tròn: σ t= F1 A ≤[σ t] Ft (CT hình 4.39 trang 147) 1000 P => b≥ δ [Ϭ t ] = δ v [Ϭ t ] (CT hình 4.40 trang 147) Chọn [σ t]=2,3 =>[σ t]=2,3.C=2,3.1,0096=2,322 1000 P1 1000.6,008 b≥ δ v [Ϭ t] = 6+5,766+2,322 =74,779 (mm) Chọn b=70 (mm) Theo bảng 4,5 B=80 (mm) B11: lực căng dây đai ban đầu : Fα=1,8×70×6=756α=1,8×70×6=756 (N) +lực tác dụng liên tục F r=2 F α×Sin( α1 ¿ ¿ =2,756×Sin(174,77 ¿ 2 =1516,18(N) +Lực vịng có ích Fα=1,8×70×6=756t= 1000 P 1000.6,008 V = 5,766 =1041,97 (N) B12:Từ điều kiện để sinh trượt trơn : Fα=1,8×70×6=756o ≥ Ft (e fαα +1) 2(e fαα −1) (xem hình 4.44 trang 159) Suy hệ số ma sát đổi chiều 756.2+ 1041,97 Fα=1,8×70×6=756min¿ 3,04 ln.( 756,2−1041,97 )=0,557(N) B13 :Ứng suất lớn : σ max=σ 0+0,5.σ t+σ u1+σ v 756 = 3,04.70 + 1041,07 3.04 ×70 ( CT hình4.28 trang 138) +1000.5,766 ×10 + 250 ×100=10,88 (Mpa) −6 B12: Tuổi thọ dây đai ( xem hình 4.37 trang 146) : Lh = σn m ) σmax 3,04.70 ( =¿ ¿=171(giờ) ¿ PHẦN 3: Bánh trụ thẳng: B1: Momen xoắn trục bánh dẫn : T 1=130250 N mm Tỷ sφố truyềnu=3,08 S ố vòng quay n = 440,509 vg/ph B2: Chọn vật liệu cho bánh dẫn bị dẫn chọn thép 45Cr cải thiện Theo phụ 5.2(44) bánh dẫn , ta chọn độ rắn trung bình HB 1=250; bánh bị dẫn ta chọn độ rắn trung bình HB 2=¿228 Vật liệu có khả chạy đà tốt B3: Số chu kì làm việc sở ( Dựa vào trang số 258 sở thiết kế máy) 2,4 N HO 1=30 HB 2,4 =30 250 =1,71.10 2,4 N Ho 2=30 HB 2,4 =30.228 =1,37.10 chu kì chu kì = 5.106 NFα=1,8×70×6=756O1 = NFα=1,8×70×6=756O2 chu kì B4: Số chu kì làm việc trương đương , xác định theo sơ đồ tải trọng : Ti NHE1 = 60c∑ ( T max ¿ )¿mH/2 niti ( xem hình 6.50 trang 227) T 0,8 t 1+ t2 T T [( ) ( ) ] = 60.1.440,509 =60.1.440,509.(1,45+0.83.44) =1,78.106 chu kì ( xem trang 258 sở thiết kế máy) Ta có : NFα=1,8×70×6=756E1 = 60.1.440,509.(1,45+0,86.44) =1,49.107 NFα=1,8×70×6=756E2¿ N FE =0,485.1 07 ubr B5: Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc uốn bánh xác định sau: σ H lim ¿=2 HB+70, sφuy ¿ σ H lim 1=2.50+ 70=570(MPa) Và σ H lim 2=2.228+ 70=526 ( MPa ) σ F lim ¿=1,8 HB sφuy σ 0F lim =1,8.250=450 MPa ¿ Và σ F lim 2=1,8.228=410.4 MPa ( dựa vào trang 259 sở thiết kế máy) B6:Ứng suất tiếp xúc cho phép : [ σ H ]= ¿ σ H lim Z Z K K K HL SH r σ H lim 0,9 K HL SH v l XH (xem hình 6.39 trang 225) ( xem hình 6.33 trang 222) Khi tơi cải thiện SH =1,1do : [ σ H ]= 570.0,9 =466,4 MPa 1,1 [ σ H ]= 526.0,9 =430,4 MPa 1,1 Ứng suất tiếp xúc cho phép tính tốn [ σ H ]=[ σ H ]=430,4MPa B7: Ứng suất uốn cho phép : [ σ F ]= 226) Chọn SFα=1,8×70×6=756=1,75, ta có : σ H lim ¿ K FL ¿ SF ( xem hình 6.47 trang [ σ F ] =¿ [σ F1]= 450 1=257,14 MPa 1,75 410,4 1=234,51 MPa 1,75 B8: Theo bảng 6.15 trang 231 bánh rang nằm đói xứng ổ trục nên ψ ba=0,3 ÷ 0,5 chọn ψ ba= 0,4 theo tiêu chuẩn Khi đó: ψ ba= ψ ba (u+1) =0,7 ¿ 0.4 (3,08+1) =0,816 Theo bảng 6.4 trang 209, ta chọn KHB = 1,035 KFα=1,8×70×6=756B = 1,065 B9: Khoảng cách trục truyền bánh xác định theo công thức: √ α w =50 ( u ±1 ) T K HB ψ ba [ σ H ] u √ ¿ 50 ( 3,08+ ) ( xem hình 6.67 trang 231) 130250.1,035 =171.17 mm 0,4.(430,4)2 3,08 Theo tiêu chuẩn , ta chọn: α w =200 mm (dựa vào bảng trang 231) B10: Mơđun răng: m=(0,01÷ 0,02) α w =2 ÷ mm ( xem hình 6.68 trang 232) theo tiêu chuẩn ta chọn m=4mm B11: Tổng số : z1 +z2 ¿ α w 2.200 = =100 m Số bánh dẫn : z1¿ ( xem CT hình 6.71 trang 232) z1 + z 100 = ≈ 24,51 u+1 3,08+ Chọn z1 = 24 răng; z2= 100 – 24 =76 B12: Tỷ số truyền sau chọn bánh răng: z2 u¿ z = 76 =3,17 24 ( xem hình 6.58 trang 229) B13: Các thơng số hình học chủ yếu truyền bánh răng: - Đường kính vịng chia: d1=z1.m =24.4= 96 mm ; d2= z2.m =76.4 =304 mm - Đường kính vịng đỉnh : da1=d1+2m =96+2.4 =104 mm da2 = d2+2m =304+2.4 = 312 mm - Khoảng cách trục: α w = m z (1+ u) =200 mm - Chiều rộng vành răng: Bánh bị dẫn : b2 =ψ ba.α =0,4 200 = 80 mm Bánh dẫn : b1 = b2 +5 = 80 + =85 mm B14: Vận tốc vòng bánh : v¿ π d n1 π 96.440,509 = =2,214 m/ sφ 60000 60000 B15: Theo bảng 6.3 trang 204 Ta chọn cấp xác với vgh= m/s B16: Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5 trang 211 , ta chọn: K HV =1,06 ; K FV =1,11 B17: Tính tốn kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc: σ H= z m z H z c T K HB K HV (u+1) d w1 bw u √ ¿ ( xem hình 6.63 trang 236) 275.1,76.0,96 2.130250 1,035 1,06 ( 3,17+ ) 96 0,7.96 3,17 √ ¿ 362,01 MPa σ H =362,01< [ σ H ] =430,4 MPa ( Xem hình 6.54 trang 228) nằm khoảng cho phép ( không vượt giá trị cho phép 4%) B18: Hệ số dạng YF : Đối với bánh dẫn : YFα=1,8×70×6=7561 = 3,47 + 13,2 13,2 =3,47+ =4,02 z1 24 Đối với bánh bị dẫn : YFα=1,8×70×6=7562 =3,47 + 13,2 13,2 =3,47+ =3,64 z2 76 B19: Ứng suất uốn tính tốn : σ F2= Y F T K Fβ K FV d w bu m ¿ 2.3,64 130250.1,065 1,11 =36,49 MPa 96.80 σ F =36,49 MPa ≤ 234,51 MPa *chú thích 234,51 MPa bước Do thỏa độ bền uốn *Bánh nghiêng: Với số liệu cho phần bánh trụ thẳng , tính tốn thiết kế trường hợp sử dụng truyền bánh trụ nghiêng bôi trơn tốt Giải: Nếu thay truyền bánh trụ thẳng nghiêng từ bước có thây đổi sau : B9: Khoảng cách trục : a w =¿ √ 43(u+1) T 1+ K Hβ [ ] ψ ba [ σ H ] u ¿ 43 ( 3,08+1 ) √ 130250.1,035 ¿ 0,04 ¿ ¿ Theo tiêu chuẩn ta chọn : aw= 160mm ( xem trang 231) B10: Môđun m = ( 0,01÷ 0,02 ¿.aw =1,6÷ 3,2 mm Theo tiêu chuẩn , ta chọn m= 3mm B11: Từ điều kiện: 20° ≥ β ≥8 ° Suy ¿> aw cos ° a cos 20 ° ≥ z1 ≥ w mn (u ± 1) mn (u ± 1) 2.160 cos ° 2.160 cos 20 ° ≥ z1 ≥ 3.(3,08+1) 3.(2,5+1) ¿>25,89 ≥ z ≥ 24,25 Ta chọn z1= 25 , suy số bánh bị dẫn: z2=25.3,08=77 Góc nghiêng : β=arccos 3.25 (3,04 +1) 2.160 = 18,45° B12: Tỷ số truyền sau chọn bánh răng: u=¿ z2 77 = =3,08 z1 25 B13: Các thông số hình học chủ yếu truyền bánh Đường kính vịng chia:\ d 1=z m=25.3=75 mm d 2=z m=77.3=231 mm Đường kính vịng đỉnh: d a 1=d 1+2 m=75+2.3=81 mm d a 2=d 2+2 m=231+2.3=237 mm Khoảng cách trục : aw =160mm Chiều rộng vòng răng: Bánh bị dẫn:b 2=ψ ba a=0,4.160=64 mm b 1=b2 +5=64+5=69 mm B14:Vận tốc vòng bánh răng: v= π d n1 π 75.440,509 m = =1,73 60000 60000 sφ B15: Theo bảng 6.3 ta chọn cấp xác với 6.3 trang 204) v gh=3 m/sφ (xem bảng B16: Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5 trang 211 ta chọn K HV =1,02 ; K FV =1,04 B17: Tính tốn kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc: σ H= z m z H z c T K HB K HV ( u+1 ) d w1 bw u √ ¿ ( xem hình 6.63 trang 236) 2,75.1,76.0,96 2.130250 1,035 1,02 ( 3,08+1 ) 75 0,7.75 3,08 √ ¿ 516,065 MPa =430,4 MPa ( xem hình 6.54 trang 228) nằm khoảng cho phép ( không vượt giá trị cho phép 4%) σ H =362,01< [ σ H ] B18: Hệ số dạng YF : Đối với bánh dẫn : YFα=1,8×70×6=7561 = 3,47 + 13,2 13,2 =3,47+ =3,998 z1 25 Đối với bánh bị dẫn : YFα=1,8×70×6=7562 =3,47 + B19: Ứng 13,2 13,2 =3,47+ =3,641 z2 77 suất uốn tính tốn : σ F2= Y F T K Fβ K FV d w bu m ¿ 2.3,64 130250.1,065 1,04 =72,95 MPa 75.64 σ F =72,95 MPa ≤ 234,51 MPa Do thỏa độ bền uốn ¿Phần 4: Thiết kế trục: -Ta có : P1= 6,008 KW , T1= 130250Nmm ; n1= 440,509 vg/ph Vật lực trục ghép C35( σ ch=304 MPa ; σ −1=255 MPa ; σ b =510 MPa ; τ−1=128 MPa B1: Phân tích lực tác dụng lên trục từ chi tiết quay hệ thống truyền động: - Lực tác dụng lên truyền đai : F r=2 F sin ( α2 )=2.756 sin ( 174,775 ) 1516,18(N) - Lực tác dụng truyền bánh : ¿ F T= T 2.130250 = =2713,5 N d1 96 F r 1=F T tgα = 2713,5 Tg20 °=987,65 N B2: Chọn vật liệu trục thép C35 , chọn sơ ứng suất xoắn cho phép [ τ ]=20 MPa B3: Xác định đường kính sơ trục theo cơng thức : d≥ √ T1 130250 =3 6,2.20 6,2 [ τ ] √ = 31,93 mm ( xem hình 10.4 suy cơng thức trang 353) Theo tiêu chuẩn ta chọn d= 32mm B4: Chọn kích thước dọc trục: ( cơng thức 10.5 trg 354) l≈ l + x +w Trong l1 = b1 = 85mm ( kết tính từ truyền bánh răng) x =10 – khe hở bánh thành hộp giảm tốc w = 40 ( theo bảng 10.2 w =30÷ 70 T =1000000 ÷200000 Nmm) Suy : l = 85+ 20+40= 145 mm Khoảng cách f chọn bảng 10.2 f khơng nhỏ 60 ÷ 90 mm , ta chọn fα =90 mm B5: Vẽ biểu đồ momen uốn xoắn : - Trong mặt phẳng thẳng đứng zy , phương trình cân momen: M XA=−F r 90−F r 72,5+ RBY 145=0 R BY = F r 90+ Fr 72,5 1516,18.90+ 98765.72,5 = 145 145 ¿ 1434,9 N Phương trình cân lực theo trục y: F r + RBY −R AY −Fr 1=0 ¿> R AY =F r + RBY −F r 1=1516,18+1434,9−987,65=1963,43 N - Trong mặt phẳng nằm ngang zx, lực F T nằm đối xứng với haiổ nên: R AX =R BX= FT1 =1356,75 N Biểu đồ mômen B6: Các biểu đồ momen tiết diện nguy hiểm vị trí D - Momen uốn D: M =√ M + M = √ 136456,2 +98364,375 =168213,6879 Nmm - Momen xoắn D: T= 130250Nmm - Vì vị trí D khơng có lực trục dọc nên ứng suất pháp tiết diện thay đổi theo chu kì đối xứng với biên độ: XD D σ α =σ F = YD 2 MD W - Trục có then , với đường kính d = 45mm, ta chọn then ( ví dụ 16.1) có chiều rộng b = 14mm; chiều cao h = 9mm; chiều sâu rãnh then trục t = 5,5mm ; chiều sâu rãnh then mayo t1= 3,8 mm Khi : (xem hik10.25 trg 361) W= π d3 −bt ¿ ¿ 32 ¿ 7611,3 m m3 Do : σ α = 168213,6879 =22,1 MPa 7611,3 σ m=0 ( xem hik 10.22 trg360) - Ứng suất xoắn : τ= T W0 ( xem hik 10.24 trg360) Trong momen xoắn : : (xem hik10.25 trg 361) W o= π d3 −bt ¿ ¿ 16 ¿ 16557,5 mm Do :τ = 130250 =7,87 MPa 16557,5 Khi ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động: τ 7,87 τ α =τ = = =3,935 MPa 2 - Tại tiết diện D có tập trung ứng suất rãnh then Theo bảng 10.8 ta chọn K =1,75 với σ =510 MPa< 600 MPa , K =1,5 - Theo bảng 10.3 , ta chọn ϵ =0,84 ε =0,78 Hệ số ψ =0,025 ψ =0,0175 tra hình2.9 trang 44 B7: Xác định hệ số an tồn D theo cơng thức :( xem hình 10.19 10.20 trg 360) σ b σ σ σ−1 sφσ = τ τ τ = 255 =5,54 1,75.22,1 +0,025.0 0,84 Kσσα +ψ σ σ m εσ τ −1 128 sφτ = = =19,63 K τ σα 1,5.3,39 + 0,0175.3,6 +ψ τ τ m 0,78 ετ Hệ số an toàn : sφσ sφ τ 5,54.19,63 =5,33> [ sφ ]= 1,5 2 +sφ √ 5,54 +19,63 D o điềukiện bền mỏi trục tiết diện D thỏ a ∗Then sφ= √ sφ σ τ = B1: Trục có then , với đường kính d = 32mm, ta chọn then ( ví dụ 16.1) có chiều rộng b = 14mm; chiều cao h = 9mm; chiều sâu rãnh then trục t = 5,5mm ; chiều sâu rãnh then mayo t1= 3,8 mm Vật liệu then ta chọn thép C45 B2: Chiều dài l then : l¿ 85−15=70 mm B3: Kiểm tra độ bền dập theo công thức (16.1 trang 545) l 1=l−b=70−14=56 h = 9mm; t2 =0,4.h ¿ 3,9 mm