bài báo cáo đồ án chi tiết máy thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn phương án 15

BÀI BÁO CÁO ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Giáo viên hướng dẫn: Lê Quang Vinh

Nguyễn MinhPhương

M唃⌀C L唃⌀C

LỜI NÓI ĐẦU 1

PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN 4

I Chọn động cơ: 4

1 Xác định hiệu suất hệ thống: 4

2 Tính công suất đẳng trị ( công suất tính toán ): 4

3 Chọn động cơ điện, bảng thông số động cơ điện: 5

II.Phân phối tỷ số truyền: 5

III Lập bảng đặc tính: 5

1.Tính toán công suất trên các trục: 5

2.Tính toán số vòng quay trên các trục: 6

3.Tính Moment xoắn trên các trục: 6

PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 8

7 Chiều dài đai: 9

8 Số vòng chạy của đai trong 1s: 9

9 Tính lại khoảng cách trục a: 9

10 Góc ôm đai α 1 trên bánh đai nhỏ: 10

11 Số dây đai Z: 10

12 Chiều rộng bánh đai: 11

13 Đường kính ngoài bánh đai nhỏ: 11

15 Lực căng ban đầu: 11

 Tính toán chọn nối trục vòng đàn hồi: 12

2.1 Kiểm tra điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi: 13

2.2 Kiểm tra điều kiện bền của chốt: 13

2.3 Lực vòng tác dụng lên trục đàn hồi: 14

2.4 Tải trọng phụ tác dụng lên trục đàn hồi: 14

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 14

A.CHỌN VẬT LIỆU VÀ TÍNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP: 14

1.Chọn vật liệu: 14

2 Xác định ứng suất tiếp xúc: 14

3 Số chu kỳ làm việc cơ sở: 15

4 Số chu kỳ làm việc tương đương: 15

5 Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định sơ bộ: 16

6 Ứng suất uốn cho phép: 16

B.TÍNH TOÁN CẤP NHANH: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG: 17

7.Lực tác dụng lên bộ truyền: 21

8.Hệ số tải trọng động: 21

9.Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: 21

10 Kiểm nghiệm ứng suất uốn: 23

11 Các thông số hình học của bộ truyền: 25

C.TÍNH TOÁN CẤP CHẬM, BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG:261.Số liệu: 26

2.Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng: 26

9.Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: 29

10 Các thông số hình học của bộ truyền: 33

D.KIỂM NGHIỆM ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU: 35

PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN HỘP GIẢM TỐC 35

A CHỌN VÀ TÍNH CÁC THÔNG SỐ BAN ĐẦU CỦA TRỤC 35

1.Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức: 35

2.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực: 361.Trục 1: 38

2.Trục 2: 42

3.Trục 3: 45

C KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI 47

1 Vật liệu trục: 47

2 Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi là: 483 Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục: 48

b) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ: 53

c) Khả năng tải tĩnh của ổ: 54

B TRỤC 2: 54

a) Phản lực tại các ổ: 54

b) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ: 54

c) Khả năng tải tĩnh của ổ: 55

C TRỤC 3: 56

a)Phản lực tai các ổ : 56

b)Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ : 56

c) Khả năng tải tĩnh của ổ: 57

PHẦN VI: THIẾT KẾ KẾT CẤU VỎ HỘP GIẢM TỐC 58

1 Dung sai và lắp ghép bánh răng: 67

2 Dung sai lắp ghép ổ lăn: 67

3 Dung sai khi lắp vòng chắn đầu: 67

4 Dung sai khi lắp vòng lò xo (bạc chắn ) trên trục tùy động: 67

5 Dung sai lắp ghép then lên trục: 67

TÀI LIỆU THAM KHẢO 71

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu mộtnền cơ khí hiện đại Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu

Đồ án thiết kế máy giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật…, và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,… Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên cóthể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí

Em chân thành cảm ơn thầy Lê Quang Vinh đã giúp đỡ chúng em trongquá trình thực hiện đồ án, Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ thầy.

ĐỀ TÀI 11: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNGTRỘN

Số liệu thiết kế: phương án 15

 Công suất trên trục thùng trộn: P= 3,5 KW.

 Số vòng quay trên trục thùng trộn: n(v/p)= 75(v/p). Thời gian phục vụ: L= 5 (năm).

 Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ ( 1 năm làm việc 310 ngày,ngày 2 ca, 1 ca làm việc 8 giờ )

 Chế độ tải :

T1=TT2=0,7 TT3=0,8 Tt1=17 st2=28 st3=23 s

PHẦN THUYẾT MINH TÍNH TOÁN

ηkn=0,99 Hiệu suất khớp nối

ηbr 1=0,98 Hiệu suất bộ truyền bánh răngtrụ răng nghiêng

ηbr 2=0,98 Hiệu suất bộ truyền bánh răngtrụ răng thẳng

ηd=0,96 Hiệu suất bộ truyền đai

ηol=0,99 Hiệu suất ổ lắn

4= 0,887

2. Tính công suất đẳng trị ( công suất tính toán ):

 Công suất tính toán:

Ptd=Pmax√ ∑

(TiT )2

=¿ 3,5.√12.17+0,72

o Trong đó: uh= 10 là tỉ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi.

ud = 4 là tỉ số truyền của bộ truyền đai thang.

 Dựa vào bảng 2.4 trang 21 sách “ Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động CơKhí Tập Một” của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.

 Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nsb=nlv uc h=75.40=3000 ( Vòng/phút )

3.Chọn động cơ điện, bảng thông số động cơ điện:

 Động cơ điện được chọn phải có công suất Pdc và số vòng quay đồng bộthảo mãn điều kiện:

• pdc≥ pct=3,26 (Kw)

• nđ b≈ nsb

Kiểu động cơ Công suất

(KW) Vận tốc quay(vòng/phút) cosφ % Tmax/Tdn Tk/Tdn

 Ta chọn uh = 10 ( tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phânđôi, u1= 3,58; u2 = 2,79 ( bảng 3.1 trang 43 )

P2= p3

ηol ηbr 2

= 3,571

0,99.0,98=3,681( Kw)P1= p2

ηol ηbr 1= 3,681

0,99.0,98=3,794 (Kw)Pdc= p1

ηolηd= 3,794

2 Tính toán số vòng quay trên các trục:

n1= ndcud

=

3,84 = 750 (vòng / phút)n2= n1

=

3,58 = 209,497 (vòng / phút)n3= n2

= 9,55.106 209,4973,681 = 167799,778 (Nmm)

T3= 9,55.106 P3

ndc = 9,55.106 75,0893,571 = 454168.387 (Nmm)T4= 9,55.106 P4

nlv = 9,55.106 75,0893,5 = 445138,436 (Nmm)Tdc= 9,55.106 pdc

Tỉ số truyền

Số vòngquay n(vòng/phút)

Momentxoắn T(Nmm)

Hình vẽ minh họa các trục:

PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANGSố liệu đầu vào:

Dựa vào Pdc=4 (KW ) và ndc=2880 (v/p) và hình 4.22 trang 153 sách “Cơ sở thiết

kế máy” của Nguyễn Hữu Lộc và các thông số kỹ thuật trên ta chọn đai dạng A.

 Từ bảng 4.3 trang 128 sách “Cơ sở thiết kế máy” của Nguyễn Hữu Lộc ta có

các thông số kỹ thuật cho đai loại A là: bp=¿ 11 mm

 b0=¿ 13 mm h = 8 mm

 y0=¿ 2,8 mm

 d1=100 ÷ 200 mm

 l =560÷ 4000 mm A =81m m2

 Theo tiêu chuẩn chọn L = 2000 (mm)

8 Số vòng chạy của đai trong 1s:

⇒a=1018,252+√1018,2522−8 187,52

 Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép.

10 Góc ôm đai α1 trên bánh đai nhỏ:

 Thỏa điều kiện không xảy ra hiện tượng trượt trơn.

 Theo bảng 4.21 trang 63 sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí

Tập Một” của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển ta có:

15 Lực căng ban đầu:

Đây là hệ dẫn động dây đai thang nên ta chọn: σo=1,5(MPa)

⇒fmin=f' sin(γ

 Ta có giới hạn mỏi của đai: σr=9(MPa)

 Số mũ đường cong mỏi đối với đai thang: m=8

 Các thông số đã tính: σmax=7,065(MPa); i=9,43 (s¿¿−1)¿

 Theo bảng 16-10a trang 68 sách “ Tính Toán Thiết Kế Hệ DẫnĐộng Cơ Khí Tập Hai” của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.

T3=454,168 (Nm), ta chọn kích thước khớp nối như sau

Bảng 1 Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi

50 170

95 80 175

90 130

2.1 Kiểm tra điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

 Theo công thức trang 69 sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ DẫnĐộng Cơ Khí Tập Hai” của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.

2.1,2 454168,387

8.130 16.32 = 2,05 (MPa) < [σd] = (2 ÷ 4)

=> Thỏa điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi

2.2 Kiểm tra điều kiện bền của chốt:

Theo công thức trang 69 [TL2]

σu = kT l0

0,1d3cD0Z≤ [σu]

Trong đó:

[σu] : ứng suất cho phép của chốt, có thể lấy [σu] = (60 ÷ 80)

l0 = l1 + l2

2 = 38 + 182 = 47=> σu = 1,2 454168,387.47

0,1.163.130 8 = 60,13 (MPa) < [σu] = (60 ÷ 80) (MPa)

=> Thỏa điều kiện bền của chốt

=> Chọn khớp nối đàn hồi có các thông số như trên được chấpnhận

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

A CHỌN VẬT LIỆU VÀ TÍNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP:1.Chọn vật liệu:

Vì bộ truyền được bôi trơn tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng nên ta tínhtheo ứng suất tiếp xúc.

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:

-Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn H BI=241÷ 285 ; σbI=850(Mpa);σch I=580(Mpa )

-Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn H BII=192÷ 240 ; σbII=750(Mpa);σch II=450(Mpa)

68+(0,7TT )3

68+(0,8TT )3

68+(0,7TT )3

68+(0,8TT )3

68]

2√518,1 82+481 , 822

=353,79(Mpa)Ta có

NF 0=5.106

(đ ố i v ớ it ấ t c ả c á c lo ại t h é p)Vì

[σF 1]=450.1.1

[σF 2]=414.1.1

1,75=236,57(Mpa)Ứng suất quá tải cho phép:

√ 24155,134.1,0370,25.[481,82]2

Với T=T1/2=48310,267 /2=24155,134(Nmm)Theo tiêu chuẩn ta chọn aw=100(mm)

4 Thông số ăn khớp:

a) Môđun pháp:

Theo công thức (6.68) khi H1, H2≤350 HB:

mn=(0,01÷ 0,02)aw=1 ÷ 2(mm)Theo tiêu chuẩn chọn môđun pháp:

⇔2.100 cos 30o

2(3,58+1) ≥ z1≥2.100.cos 40o

Sai số tương đối tỉ số truyền:

2cosβ = 2(65+18)

2 cos(33,90)≈100(mm)Đường kính vòng chia:

dw 1=d1; dw 2=d2

Đường kính vòng đỉnh:

da 1=d1+2 mn=43,27+2.2=47,27(mm)

da 2=d2+2 mn=156,62+2.2=160,62(mm)Đường kính vòng đáy:

df 1=d1−2,5 mn=43,27−2,5.2=38,27(mm)

df 2=d2−2,5 mn=156,62−2,5.2=151,62(mm)Bề rộng răng:

b=aw ψba=100.0,25=25(mm)

Fr 1=Ft 1 tg αnw

cosβ =1116,48.tg(20)

cos(33,90) =489,59(N)Lực dọc trục (6.18):

9 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức (6.86):

σH=ZM ZH Zε

dw1 √2T KH(u+1)bw u

Trong đó:

Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo công thức (6.87):

ZH=√ 2cosβ

sin 2αtw

αtw=arctg(tg αnw

cosβ )=arctg( tg(20)

cos⁡(33,90))=23,68o⇒ZH=√2 cos(33,90)

¿[1,88−3,2( 118+ 1

Hệ số ảnh hưởng tới vận tốc vòng, do HB ≤ 350 thì:

10 Kiểm nghiệm ứng suất uốn:

Ứng suất uốn cho phép theo công thức (6.52):

KHLYRYx YδKFCsF

Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh bị dẫn là bánh có độ bền thấp hơn:Ứng suất uốn được tính theo công thức (6.92):

σF=YF Ft KF Yε.Yβbw mn

εβ=bw sinβπ mn

Ứng suất uốn tính toán:

σF 1=3,89.1116,48 1,109.0,73 0,99

σF 1=69,62(Mpa)<[σF 1]=275,45(Mpa) Vậy độ bền uốn được thoả.

11 Các thông số hình học của bộ truyền:

Khoảng cách trục:

Chiều rộng vành răng:

bw=25(mm)Tỉ số truyền:

dw 1=d1; dw 2=d2

Đường kính vòng đỉnh:

da 1=d1+2 mn=43,27+2.2=47,27(mm)

da 2=d2+2 mn=156,62+2.2=160,62(mm)Đường kính vòng đáy:

u=50.(2,79+1)3

4 Thông số ăn khớp:

c) Môđun pháp:

Theo công thức (6.68) khi H1, H2≤350 HB:

mn=(0,01÷ 0,02)aw=1,6 ÷ 3,2(mm)Theo tiêu chuẩn chọn môđun pháp:

d) Số răng các bánh răng: Tổng số răng:

Z1=Z1+Z2u+1 =

Chọn Z1=28 răng

Ta có số răng bánh bị dẫn:

2=160(mm)Đường kính vòng chia:

d1=mn z1=3.28=84 (mm)

d2=mn z2=3.79=237(mm)Đường kính vòng lăn:

dw 1=d1; dw 2=d2

Đường kính vòng đỉnh:

da 1=d1+2 mn=84 +2.3=90(mm)

da 2=d2+2 mn=237+2.3=243(mm)Đường kính vòng đáy:

df 1=d1−2,5 mn=84−2,5.3=76,5(mm)

df 2=d2−2,5 mn=237−2,5.3=229,5(mm)Bề rộng răng:

Fr 1=Fr 2=Ft 1 tg αnw=3995,23 tg (20)=1454,14(N)Lực pháp tuyến:

9 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức (6.86):

σH=ZM ZH Zε

dw1 √2T KH(u+1)bw u

Trong đó:

Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo công thức (6.87):

¿[1,88−3,2( 128+ 1

[σH]=σ0HlimKHLZRZV KlKxHSH

Kiểm nghiệm ứng suất uốn:

Ứng suất uốn cho phép theo công thức (6.52):

[σF]=σ0FlimKHLYRYx YδKFCsF

⇒YF 2=3,47 +13,279=3,64

Hệ số tải trọng tính:

KF=KFβ KFv KFα=1,072.1,04 1=1,115

10 Các thông số hình học của bộ truyền:

Khoảng cách trục:

Chiều rộng vành răng:

bw=80(mm)Tỉ số truyền:

Đường kính vòng chia:

d1=mn z1=3.28=84 (mm)

d2=mn z2=3.79=237(mm)Đường kính vòng lăn:

dw 1=d1; dw 2=d2

Đường kính vòng đỉnh:

da 1=d1+2 mn=84 +2.3=90(mm)

da 2=d2+2 mn=237+2.3=243(mm)Đường kính vòng đáy:

Đường kính vòng đáy df , (mm) : Bánh dẫn 38,2776,5

D.KIỂM NGHIỆM ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU:

- Mức dầu phải thỏa điều kiện: dầu ngập qua chân răng của bánh răng 2 và không đượcngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4 để tránh mất công suất do khuấy dầu.

- Ta có biểu thức sau:

2−10>(2432 ).2

Vậy hộp giảm tốc thỏa điều kiện bôi trơn ngâm dầu

PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN HỘP GIẢM TỐCA CHỌN VÀ TÍNH CÁC THÔNG SỐ BAN ĐẦU CỦA TRỤC

Vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiệnGiới hạn bền: σb=850 Mpa

Trị số ứng suất uốn cho phép tra trong bảng: [σ]=63 Mpa

Ứng suất xoắn cho phép:

[τ]=20÷ 25 Mpa đối với trục vào ra của hộp giảm tốc

[τ]=10 ÷ 15 Mpa đối với trục trung gian

1 Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức:

Theo công thức sau:

T2=167799,778 Nmm

[τ]=15 Mpad2≥√3 T2

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

2.1 Theo bảng 10.2 trang 189 sách “Thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập một - Trịnh

Chất – Lê Văn Uyển” ta chọn chiều rộng ổ lăn tương ứng:

lm 32=(1,2÷ 1,5)d3=(1,2÷ 1,5).50=60 ÷ 75

Chọn lm 32=80 mm ( lớn hơn bề rộng răng 10% )lm 23=lm 32=80 mm

2.5 Tính các khoảng cách lki theo bảng 10.4 trang 191:

2.5.1 Trục 2:

l22=0,5(lm 22+b02)+k1+k2=0,5.(60+23)+10+8=59,5 mml23=l22+0,5(lm 22+lm 23)+k1=59,5+0,5.(60+80)+10=139,5 mml24=2 l23−l22=2.139,5−59,5=219,5 mm

l12=lc 12=0,5(lm12+b01)+k3+hn=0,5.(36+17)+15+1=59,5 mm

Vẽ các lực không gian:

B TÍNH ĐƯỜNG KÍNH CÁC LOẠI TRỤC 1.Trục 1:

Xác định moment tương đương:Ta có :

Fr 2=Fr 1=489,59(N)

Fa 2=Fa1=750,24(N)

⇒Fx 22=Fx 24=1116,48(N )Fy 22=Fy 24=489,59(N)

Xác định moment tương đương:

 Fx 32=¿ 3995,23 (N)

 Fy 32=¿ 1454,14 (N)

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục:

Lực vòng Fx 32 tác dụng lên bánh răng theo hướng trục x vì vậy chiều lực từ khớpnối tác dụng lên trục được chọn ngược chiều với Fx 32 để có đựơc ứng suất lớnnhất tác dụng lên tiết diện trục lắp bánh răng, từ đó mà ta sẽ tìm được tiết diệntrục hợp lý nhất

Độ lớn lực từ khớp nối được xác định:

Fx 33=(0,2÷0,3).2.T3

Dt là đường kính vòng tròn đi qua tâm các chốt của nối trục đàn hồi

Từ bảng 16-10a trang 68(tập 2) với : T3 = 454168,387 (Nmm) ta chọn Dt= 140

 Fy 30=727,07 (N)

Trong mặt (xoz):

∑Fx=0 Fx 30+Fx31=Fx 32=¿3995,23

∑M/ A3= −Fx 32.139,5 + Fx 31.279 + Fx 33 375,5= 0  Fx 31= -621,46 (N)

 Fx 30= 4616,69 (N)

Xác định moment tương đương:

+0,75 454168,3872 =411202,7765 (Nmm)MtdD 3=√0,75 454168,3872 =393321,3607 (Nmm)

Tính đường kính trục: Từ bảng 10.1 trang 350 sách Cơ sở thiết kế máy, với

đường kính sơ bộ d3 = 50 (mm) ta chọn [σ] = 65 (Mpa)

C KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI1 Vật liệu trục:

Thép C45 tôi cải thiện với σb=850(Mpa)

j : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp:

j= τ−1

Kτdj τaj+ψτ τmj

Tra bảng 10.7trang 197 sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập 1”

ta có hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi:

ψσ=0,1 và ψτ=0,05

Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng,do đó:

σaj=σmax j=MjWjσmj=0

Vì trục quay một chiều ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động nên:

d

Moment cản xoắn Wo đối với trục có 1 then:

Wo=π d3

16−bt(d−t)2

(mm) Kσεσ

doKσdKτdsσsτσajτaj s

A1 19 2,18 2,44 2,11 1,86 2,28 2,21 - 4,78 0 19,89 C1 25 2,18 2,44 2,11 1,86 2,28 2,21 2,07 10,97 75,01 8,67 2,03B2 32 2,28 2,44 2,32 1,86 2,38 2,42 1,98 12,17 75,21 7,15 1,95C2 40 2,36 2,44 2,41 1,86 2,46 2,51 2,1 111,97 68,81 0,75 2,09B3 50 2,48 2,44 2,47 1,86 2,58 2,57 2,27 8,32 60,66 9,86 2,19D3 40 2,36 2,44 2,41 1,86 2,46 2,51 - 42,19 0 2,03 -Ta thấy các tiết diện nguy hiểm trên cả 3 trục đều đảm bảo an toàn về mỏi.

-D TÍNH KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN CỦA THEN :

Với các tiết diện trục dùng mối ghép then, ta tiến hành kiểm nghiệm mối ghép vềđộ bền dập σd và độ bền cắc τc:

Tính và chọn theo tiêu chuẩn ta có chiều dài then được cho trong bảng

Ta có bảng kiểm nghiệm then như sau :

Tiếtdiện