đồ án chi tiết máy tính công suất chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền cho hệ thống truyền động

Đồ Án Chi Tiết MáyCHƯƠNG I: Tính Công Suất, Chọn Động Cơ Và Phân Phối Tỉ SốTruyền Cho Hệ Thống Truyền Động Bảng số liệu thiết kế Đề 11 phương án 10 1.1 Tính công suất, chọn động cơ và ph

Đồ Án Chi Tiết MáyCHƯƠNG I: Tính Công Suất, Chọn Động Cơ Và Phân Phối Tỉ Số

Truyền Cho Hệ Thống Truyền Động

Bảng số liệu thiết kế Đề 11 phương án 10

1.1 Tính công suất, chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền:

1.1.1 Xác định công suất tương đương (công suất tính toán):

Do tải trong thay đổi theo bậc nên ta có thể xác định công suất tương đương theo công suất sau

Tra bảng 2.3 trang 19 tài liệu (1), ta chọn

nđ = 0,95: Hiệu suất của bộ truyền đai thẳng

nbr1 = 0,97 Hiệu suất 1 cặp bánh răng trụ nghiên

nbr2 = 0,97 Hiệu suất 1 cặp bánh răng thẳng

nkn = 0,98 Hiệu suất khớp nối trục đàn hồi

nol = 0,99 Hiệu suất 1 cặp ổ lăn (4 cặp)

1.1.4 Số vòng quay trên trục của thùng trộn

nlv = 40 (vg/p)

1.1.5 Tỉ số truyền sơ bộ

Usb = Uđ.Uh = 3.8 = 24

Theo bảng 2.4 trang 21 Tài liệu [1], ta chọn sơ bộ tỉ số truyền như sau

Uh = 8 => tỉ số truyền của hộp giảm tốc hai cấp phân đôi

Uđ = 3 => tỉ số truyền của bộ truyền động đai thang

1.1.6 Số vòng quay của dộng cơ:

nsb = nlv usb = 40.24 = 960 (v/ph)

1.1.7 Chọn động cơ điện, bảng thông số động cơ điện

+ Động cơ điện được chọn phải có công suất Pđc và số vòng quay đồng bộ thỏa mãn điều kiện :

Vậntốcquay(v/p)

Chọn sơ bộ tỉ số truyền của hộp giảm tốc là: Un = 8

- Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi, tra bảng 3.1 trang 43 tài liệu [1], ta có

U1 =3,08 (U1 tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh)

U2 = 2,60 (U2 tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm)

- Tỉ số truyền của bộ truyền đai

CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN HỞ ( TRUYỀN ĐAI-

KHỚP NỐI TRỤC)

2.1 Tính bộ truyền đai

Thông số đầu vào

= 470,4 mmTheo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 450 mm

2.1.6 Chiều dài đai theo khoảng cách trục a

Chiều dài tính toán của đai

=> Thỏa điều kiện không xảy ra hiện tượng trượt trơn

Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai cz, ta chọn sơ bộ = 1

Hệ số xét đến ảnh hưởng tải trọng Cr = 0,8 (tải va đập nhẹ và làm việc 1 ca)

Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai

Vì v1 = 8,04 dựa vào bảng 1.8 TL(3) trang 16 ta lấy v2 =5, v3 =10, P2 =1,83, P3

Thế Cz = 0,95 thế vào tính lại Z để kiểm nghiệm => Z= 2,45

=> Chọn Z=3 đai Thỏa điều kiện z≤ 6

2.1.11 Chiều rộng bánh đai và đường kính ngoài d a của bánh đai

Từ số đai z chiều rộng bánh đai B được xác định theo công thức (4.17) TL1 trang 63

B= ( z-1)t + 2e = (3-1).19 + 2 12,5 = 63 mm

Theo bảng (4.21) TL1 ứng với đai loại B ta có t= 19 (mm), e = 12,5 (mm),

2.1.12 Lực cản đai ban đầu

Đối với đai thang σ ≤1,5MPa theo TL3 trang 149

f ≥ 1aln 2F 0 +Ft

2F 0 −Ft=

1 2,56ln

2.207 +210,2 2.207 −210,2=0,437

Vậy σ max = σ1 + σ v + σ u1 = σ0 + 0,5σ t + σ v+ σ u1

= 207138 + 0,5.210.2138 + 1000 8,042 10−6 +2,4

160 120

=8,33 MPa ≤ [σ k] = 10MPa

=> thỏa mãn điều kiện cho phép với đai thang

2.1.16 Tính tuổi thọ theo giờ

Ta có:

σ r = 9 MPa là giới hnaj của thang TL(3) trang 156

m=8 là số mũ của đường cong mỏi đối với đai hai

i = 4,02 S−1 là số vòng chạy của dây đai trong 1 giây

Đường kính ngoài bánh đai nhỏ da1 = 168,4 mm

Đường kính ngoài bánh đai lớn da2 = 458,4 mm

Ta chọn nối trục vòng đàn hồi có cấu tạo đơn giản, dể chế tạo, dể thay thế các vòng cao su, làm việc tin cậy, được dùng rộng rãi

Từ moment xoắn tra phụ lục 16.10a TL[2], ta được các thông số của nối trục như sau:

120

[𝜎]d: ứng suất dập cho phép của vật liệu ống cao su [𝜎]d=2÷3 Mpa

[𝜎]F: ứng suất uốn cho phép của chốt

3.1 Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh (phân đôi)

Trong đó σOHlim : giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với số chu kỳ cơ sở

SH : hệ số an toàn khi tính theo ứng suất tiếp xúc

σOFlim : giới hạn mỏi uốn tương ứng với số chu kỳ cơ sở

SF : hệ số an toàn tính theo ứng suất uốn

3.1.2 Tính chu kỳ làm việc cơ sở:

NHO1 = 30 HB1

2,4

= 30.2602,4= 1,9 10-7 chu kỳ

NHO2 = 30 HB22,4 = 30.2302,4 1,4.107 chu kỳ

Theo TL3 trang 253 đối với tất cả loại thép

NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kỳ

Đối với bánh răng trụ răng nghiên

[σF2] = σ OFlim 2

S F 2 KFL2 =1,75414.1 = 236,3 MPa

c)Ứng suất tải cho phép

Dựa vào công thức (6.13 và 6.14 ) TL1 trang 95 và 96 đối với bánh răng thường, tôi cải thiện thì

[σH]max = 2,8.σch2 = 2,8.450 = 1260 MPa

[σF1]max = 0,8.σch1 = 0,8.580 = 464 MPa

[σF2]max = 0,8.σch2 = 0,8.450 = 360 MPa

3.1.4 Tính chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng:

Theo bảng 6.15 TL3 vì bánh răng nằm không đối xứng qua ổ trục và HB1;

HB2 < 350 nên

ψba = 0,25 ÷ 0,4 ta chọn ψba = 0,315 để tính (theo tiêu chuẩn TL3 trang 259)

Tiêu chuẩn ta chọn a ω = 200mm (ưu tiên)

=> thỏa mãn điều kiện sai số ∆u ≤ 3%

cosβ

=2879,58cos 31 tan20 ° , 24 ° = 1225,82 N

3.1.9 Tính và kiểm nghiệm giá trị ứng xuất tiếp xúc

Ta có Zm = 274 MPa theo bảng 6.5 TL1 đối với vật liệu thép-thép

CT 6.87 TL3 trang 276

ZH =√ 2cosβ

sin 2a tω = √2 cos⁡ (31 , 24)

sin (2.23,06) = 1,54Với a tω được tính theo công thức

Dựa vào công thức 6.39 TL3 trang 252

=> điều kiện tiếp xúc được thỏa

3.1.10 Tính và kiểm nghiệm ứng suất uốn

Tính số răng tương đương của bánh răng nhỏ răng lớn

Hệ số tải trọng KF tính theo công thức ( 6.21) TL3

(Chế độ làm việc: Quay một chiều, tải va đập nhẹ, một ngày làm việc 1 ca, 1

ca làm việc 8 giờ, 1 năm làm việc 170 ngày, thời gian phục vụ 5 năm)

Với: La – Tuổi thọ tính hằng năm

Kn, Kng – Hệ số sử dụng bộ truyền trong 1 năm và trong 1 ngày

3.2.1 Chọn vật liệu

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

Do không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn

HB ≤ 350 Đồng thời để bộ truyền bánh răng có khả năng chạy mòn tốt thì độ rắn của bánh dẫn H1 và bánh bị dẫn H2 phải theo quan hệ:

Trong đó: σ𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚- Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với số chu kỳ cơ sở

sH – Hệ số an toàn khi tính theo ứng suất tiếp xúc

σ𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚- Giới hạn mỏi uốn tương ứng với số chu kỳ cơ sở

sF – Hệ số an toàn khi tính theo ứng suất uốn

3.2.2 Số chu kỳ làm việc cơ sở:

NHO = 30.𝐻𝐵2,4

NHO1=30HB12,4=30.2452,4=1,63.107 chu kỳ

NHO2=30HB22,4=30.2302,4=1,4.107 chu kỳ

Và NFO1=NFO2=5.106

3.2.3 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:

a) Số chu kỳ làm việc tương đương:

Hệ số tuổi thọ 𝐾𝐻𝐿 được xác định theo công thức:

KHL= 6

√N HO

N HE Với 𝑁𝐻𝐸 là số chu kỳ làm việc tương đương

Vì bộ truyền làm việc với chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo công thức (6.36) TL[3]:

Vì NHE1>NHO1 cho nên KHL1=1

NHE2<NHO2 cho nên KHL2=6

3.2.4 Xác định ứng suất uốn cho phép:

a) Số chu kỳ làm việc tương đương:

Hệ số tuổi thọ 𝐾𝐹𝐿 được xác định theo công thức:

Với 𝑁𝐹𝐸 là số chu kỳ làm việc tương đương

Vì bộ truyền làm việc với chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo công thức (6.49) TL[3]:

Vì NFE1> NFO1 cho nên KFL1= 1

NFE2> NFO2 cho nên KFL2= 1

b) Ứng suất uốn cho phép có thể được tính theo công thức:

Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.15

TL[3], do bánh răng nằm đối xứng qua các ổ trục và HB1, HB2 < 350HB, lấy

Ψ ba cấp chậm lớn hơn cấp nhanh ( 20-30 )% nên:

Theo bảng 6.4 TL[3], ứng với Ψ bd=0,72 bánh răng nằm đối xứng ổ trục, HB <

350, bằng phương pháp nội suy, ta được:

K Hβ=1,022

Theo tiêu chuẩn ta chọn: 𝒂𝒘 = 200 (mm)

Vậy, ta không cần dịch chuyển bánh răng

3.2.8 Xác định các thông số hình học của bộ truyền:

+ Chiều cao răng: h = 2,25.m = 2,25.2,5 = 5,625 mm

Dựa theo bảng 6.3 TL[3], ta chọn được cấp chính xác cho bộ truyền là 9

3.2.10.Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền:

KHV=1,06

KFV=1,11

3.2.12.Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc

Đối với bánh răng trụ răng thẳng, ta sử dụng công thức 6.63 TL[3] để kiểmnghiệm độ bền tiếp xúc

σ H=ZM Z H Z ε√F t 1 K H(u+1 )

d w1 b w u m ≤[σ H] [σ H]=Z M Z H Z ε

d w 1

.√2T2 K H .(u m+1)

b w u m

≤[σ H]Trong đó: Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định theo công thức:

Ta thấy σ H=388,12 MPa <[σ H] =397,2 MPa

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa

3.2.13.Kiểm nghiệm ứng suất uốn :

Hệ số dạng răng YF: được tính bằng công thức thực nghiệm (6.80) TL[3]:

Đặc tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:

+ Bánh dẫn [σ F 1]

Y F 1

=3,763252 = 66,97+ Bánh bị dẫn [σ F 2]

Y F 2

=236,63,585= 66

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn:

- Kiểm tra độ bền uốn: Đối với bánh răng trụ răng thẳng, ta sử dụng côngthức (6.78) TL[3] để kiểm nghiệm độ bền uốn:

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám: YR = 1 khi phay và mài răng

+Hệ số kích thước: khi tôi bề mặt và thấm nitơ:

Y X=1,05-0,005m=1,05-0,005.2,5=1,0375

+ Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung tải trọng:

Y δ=1,082-0,172lgm=1,082-0,172lg2,5=1,014

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi:

KFC = 1 khi quay 1 chiều

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN TRỤC VÀ CHỌN THEN

4.1 Chọn vật liệu trục và ứng suất xoắn cho phép [𝝉].

- Vì vật liệu dùng để chế tạo trục phải có độ bền cao, ít tập trung ứng suất, cóthể nhiệt luyện được và dễ gia công Do bộ truyền chịu công suất trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn thép C45 thường hóa

- Giới hạn bền tra bảng 6.1 TL[1]: 𝜎b ≥ 600 MPa và 𝜎𝑐ℎ = 340 Mpa

- Ứng suất xoắn cho phép (Theo TL[3]): [𝜏] = 20÷25 MPa ( Lấy trị số nhỏ đốivới trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn đối với trục ra ), [𝜏] = 10÷15 MPa đốivới trục trung gian Do đó chọn:

[𝜏] = 20 MPa cho trục I

[𝜏] = 25 MPa cho trục III

[𝜏] = 15 MPa đối với trục trung gian

4.2 Thiết kế sơ bộ đường kính trục theo moment xoắn:

Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức (10.4), đường kính trục thứ k với k = 1, 2, 3:

=> Chọn 𝑑3 = 60 mm theo tiêu chuẩn

- Ở đây lắp bánh đai lên đầu vào của trục, do đó không cần quan tâm đến đường kính trục động cơ điện

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

- Theo bảng 10.2 TL[1] ta chọn chiều rộng ổ lăn tương ứng:

• Trục II: + Chiều dài mayơ bánh bị dẫn của cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh, theo công thức (10.10) TL[1], ta có:

• Trục III: + Chiều dài mayơ bánh bị dẫn của cặp bánh răng trụ răng thẳng cấpchậm, theo công thức (10.10) TL[1], ta có:

lm32 = (1,2 ÷ 1,5).d3 = (1,2 ÷ 1,5).60 = (72 ÷ 90) mm Chọn lm32 = 80 mm chọn bằng bề rộng bánh bị dẫn b2 của cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm + Chiều dài mayơ nửa khớp nối đối với nối trục vòng đàn hồi dựa theo công thức (10.13) TL[1], ta có:

- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp k2 = 5…15mm theo bảng 10.3 TL[1], ta chọn k2 = 10 mm

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 10…20mm theo bảng 10.3 TL[1], ta chọn k3 = 15 mm

- Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn = 15…20mm theo bảng 10.3 TL[1], ta chọn hn = 18 mm

- Khoảng côngxôn trên trục thứ 1, tính từ chi tiết thứ 2 (bánh đai) ở ngoài hộpgiảm tốc đến gối đỡ:

Ngoài moment xoắn, trục còn chịu tác dụng của moment uốn, lực cắt, lực kéo

và lực nén Do đó, sau khi tính sơ bộ các kích thước chiều dài trục ta tiến hành thiết kế trục dưới tác dụng đồng thời của moment uốn và moment xoắn

Phương trình cân bằng moment tại A:∑MAx =0

=≫ –Mz14+Mz13+Fy14(l11-l14)+Fy13(l11-l13)+Fly10.l11-Fy12(l12+l11)=0

=≫0 + ¿1225,82.(324-252)+1225,82.(324-72)+ Fly10 324-1190,5.(75+324)=0

=≫ Fly10 = −88259,04−308906 , 64+475009, 532 4 =240,26 N

Phương trình cân bằng lực theo trục y:

=≫ Fly11-Fy11-Fy13-Fly10+Fy12=0

=¿Fly11 = Fy14+Fy13+Fly10-Fy12

= 1225,82 +1225,82+240,26-1190,5=1501,4 N

Trong mặt phẳng nằm ngang XOZ, ta có:

Phương trình cân bằng moment tại A :∑MAy =0 ta có:

MxD=MxC2-QyC.CD= 152705,198-(950,24.72)= 89287,5 Nmm (lấy tròn số cho moment E về 0)

Tại E:

MxE=MxD-QyD.DE=89287,5-1190,5.75=0 Nmm

Xét mặt XOZ:

Tính Qx:

Tại A: QxA= Flx11=2879,58 N

Tại B: QxB=QxA-Fx14= 2879,58-2879,58=0 NTại C: QxC= Flx13= 2879,58NTại D: QxD=QxC-Fx10= 2879,58-2879,58=0

Tính My:MyB=MyC=QxA.AB=2879,58.72=207329,76 Nmm

- Dựa vào biểu đồ nội lực tính moment uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức (10.6) TL[1]:

+ Tại A:

MAtđ = √M xA2+ M ya2

+0,75 T A2 = 0 + Tại B:

MBtđ = √M xB12+ M yB2

+0,75T B2

= √108100,82+207329,76 2

+0,75.70729,65 2 = 241709,381 Nmm + Tại C:

MCtđ= √M xC 12+ M yC2

+0,75 T C2

=√11 4736, 872+ 207329,76 2

+0,75.141459 , 32 = 266754,99 Nmm + Tại D:

MDtđ= √M xD2+M yD2

+0,75 T D2

= √8 9287,52+0 2

+0,75 141459,3 2 = 151592,57 Nmm + Tại E:

Vì tại vị trí C có rãnh then nên tăng đường kính lên (5…10)%

⟹ dC = 34,49+(1,7245…3,449) = (36,2145 37,939)mm

Theo dãy tiêu chuẩn đường kính cho thân trục TL[1] trang 195, ta chọn dC =

38 mm

Để cân đối với kết cấu trục , ta chọn dB = dc= 38 mm

Tại các tiết diện khác, ta có:

Các đường kính đều bé hơn 50 mm nên việc ta chọn [𝜎] = 65 MPa là hợp lí

a) Kiểm nghiệm độ bền trục:

- Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi:

+ Giả sử thép chế tạo trục là thép C45 với 𝜎𝑏 = 600 MPa, 𝜎𝑐ℎ = 340 Mpa

+ Moment cản uốn tại vị trí lắp bánh răng (điểm C):

+ Ứng suất xoắn tại vị trí C:

Do đó điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện C được thỏa

- Kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh: (khi quá tải đột ngột)

Chiều dài then 𝑙𝑡 = (0,8…0,9) 𝑙𝑚13 = (0,8…0,9).68 = (54,4 61,2) mm

Theo bảng 9.1a TL[1], ta chọn 𝑙𝑡 = 56 mm

+ Kiểm nghiệm độ bền dập:

CT 9.1 TL[1]: 𝜎𝑑 =d l2T

t (h−t1 )≤ [𝜎𝑑 ] Tra bảng 9.5 TL[1], với ứng suất mối ghép cố định, tải trọng va đập nhẹ, vật liệu thép C45 ta có: [𝜎𝑑 ] = 100 MPa

τ C = d2T

E l t b = 2.141459,338.55 10 =13,54 MPa < [𝜏𝑐 ] = 40…60 MPa

- Xét tiết diện E1 đường kính lắp then là 𝑑E1 = 28 mm theo bảng 9.1a TL[1], tachọn then có b = 8 mm, h = 7 mm, t1 = 4 mm, t2 = 2,8 mm Vật liệu then ta chọn là thép C45

Chiều dài then 𝑙𝑡 = (0,8…0,9) 𝑙𝑚12 = (0,8…0,9).63 = (50,4…56,7) mm

τ C = d2T

E l t b= τ C = 2.141459,328.56.8 = 22,55 MPa < [𝜏𝑐 ] = 40…60 MPa

Vậy, then trên trục I thỏa mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt

4.4.2 TRỤC II:

-Xác định trị số và chiều các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục:

-Theo số liệu tính toán ở chương II, III, ta có:

- Đối với bánh bị dẫn của bánh răng trụ răng nghiêng:

▪ Độ lớn lực hướng tâm: Fr1 = Fy23 = 1314,5 N

- Áp dụng phương trình cân bằng moment và phương trình cân bằng lực ta xác định được các lực của các ổ tác dụng lên trục:

+ Trong mặt phẳng thẳng đứng yOz, ta có:

Phương trình cân bằng moment tại A:

∑ MAx = 0

⟺ - Ma24 + Ma22 - Fy24(l21 – l24) + Fy23(l21 – l23) - Fly20.l21 – Fy22(l21 – l22)= 0

⟺ -Fy24(l21 – l24) + Fy23(l21 – l23) – Fy22(l21 – l22) + Fly20.l21 = 0

⟺ -1225,82(324 - 252) + 1314,5(324 – 162) – 1225,82(324 – 72) + Fly20.324

= 0

=> Fly20 = 1225,82(324−252)−1314,5(324−162)+1225,82(324−72)

Vậy chiều đã chọn Fly20 ban đầu là đúng

Phương trình cân bằng lực theo trục y:

-Fly21 + Fy24 – Fy23 - Fly20 + Fy22 = 0

⟺ Fly21 = Fy24 - Fy23 - Fly20 + Fy22

⟺ Fly21 = 1225,82 – 1314,5 – 568,57 +1225,82 = 568,57 N

Vậy chiều đã Fly21 chọn ban đầu là đúng

+ Trong mặt phẳng nằm ngang zOx, ta có:

Phương trình cân bằng moment tại A:

MBtđ = √M Bx2+M By2

+0,75 T B2

= √205344,842+337347,36 2

+0,75 203152 2 =432345,6903 Nmm + Tại C:

MCtđ= √M Cx2+M Cy2

+0,75 T C2

=√264497,342+ 499869,36 2

+0,75 406304 2 = 666063,3793 Nmm + Tại D:

MDtđ= √M Dx2+ M Dy2

+0,75T D2

= √205344,842+337347,36 2

+0,75 203152 2 =432345,6903 Nmm+ Tại E:

MEtđ = √M Ex2+M Ey2

+0,75 T E2

= 0

=> Tiết diện tại C là nguy hiểm nhất

- Tính đường kính tại các tiết diện theo công thức (10.15) TL[3], chọn sơ bộ [𝜎] = 65 MPa ứng với trục có đường kính lớn nhất là d = 60 mm theo bảng 10.1 TL[3] với nguyên nhân sinh ra ứng suất tại vị trí trục có góc lượn và trục

⟹ dD = 40,52(1,05…1,1) = (42,546…44,572)mm

Theo dãy tiêu chuẩn đường kính cho thân trục TL[1] trang 195, ta chọn dD =

45 mm và để cân đối với kết cấu trục, ta chọn:

dB = dD= 45 mm

-Vì tại A và E lắp ổ lăn nên đường kính trục được tiêu chuẩn hóa theo đường kính trong của ổ và là bội số của 5, ta chọn dA = dE = 30 mm Kiểm tra lại các đường kính đều bé hơn 60 mm nên việc ta chọn [𝜎] = 65 MPa là hợp lí

a) Kiểm nghiệm độ bền trục:

- Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi:

+ Giả sử thép chế tạo trục là thép C45 với 𝜎𝑏 = 600 MPa, 𝜎𝑐ℎ = 340 MPa, 𝜎−1 =