Đồ án môn học chi tiết máy: Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

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 một nền cơ khí hiện đại. Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí là rất lớn. Hiểu biết lý thuyết và vận dụng nó trong thực tiễn là một yêu cầu cần thiết đối với một người kỹ sư. Để nắm vững lý thuyết và chuẩn bị tốt trong viểc trở thành một người kỹ sư trong tương lai. Đồ án môn học chi tiết máy trong ngành cơ khí là một môn học giúp cho sinh viên ngành cơ khí làm quen với những kỹ năng thiết kế, tra cứu và sử dụng tài liệu được tốt hơn, vận dụng kiến thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể. Ngoài ra môn học này còn giúp sinh viên cũng cố kiến thức của các môn học liên quan, vận dụng khả năng sáng tạo và phát huy khả năng làm việc theo nhóm.

Đồ án

Cơ sở thiết kế

máy

MỤC LỤC

Trang LỜI NÓI ĐẦU 2

ĐỀ TÀI 3

CHƯƠNG I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN 5

1.1 Chọn động cơ 5

1.2 Phân phối tỷ số truyền .6

1.3 Xác định các thông số và lực tác dụng 6

CHƯƠNG II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN 8

2.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh ( Bánh răng nghiêng ) 8

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm ( Bánh răng trụ ) 13

2.3 Thiết kế bộ truyền xích 20

CHƯƠNG III : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 28

3.1 Chọn vật liệu 28

3.2 Thiết kế trục I 28

3.3 Thiết kế trục II 32

3.4 Thiết kế trục III 35

3.5 Chọn then và ổ lăn 67

CHƯƠNG IV : CHỌN THÂN HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ 69

4.1 Chọn thân hộp 69

4.2 Các chi tiết phụ 69

CHƯƠNG V : BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP 73

5.1 Dung sai ổ lăn 73

5.2 Lắp ghép bánh răng lên trục 73

5.3 Lắp ghép nắp, ổ và thân hộp 73

5.4 Lắp ghép vòng chắn dầu lên trục 73

5.5 Lắp chốt định vị 73

5.6 Lắp ghép then 73

5.8 Bảng chi tiết dung sai của hệ hệ thống 73

TÀI LIỆU THAM KHẢO 75

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN……….76

GVHD ThS Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy

LỜI NÓI ĐẦU

hiết 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 một nền cơ khí hiện đại Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí là rất lớn Hiểu biết lý thuyết và vận dụng

nó trong thực tiễn là một yêu cầu cần thiết đối với một người kỹ sư

Để nắm vững lý thuyết và chuẩn bị tốt trong viểc trở thành một người kỹ sư trong tương lai Đồ án môn học chi tiết máy trong ngành cơ khí là một môn học giúp cho sinh viên ngành cơ khí làm quen với những kỹ năng thiết kế, tra cứu và sử dụng tài liệu được tốt hơn, vận dụng kiến thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể Ngoài ra môn học này còn giúp sinh viên cũng cố kiến thức của các môn học liên quan, vận dụng khả năng sáng tạo và phát huy khả năng làm việc theo nhóm

Trong quá trình trình thực hiện đồ án môn học này, em luôn được sự hướng dẫn tận tình của thầy giáo ThS Lê Trọng Tấn và các thầy bộ môn trong khoa cơ khí Em xin chân thành cảm ơn các thầy đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án môn học này

Nguyễn Văn An

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

ĐỀ TÀI Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải

1 3

2 5

Hệ thống dẫn động băng tải bao gồm :

1 - Động cơ điện 3 pha

2 - Nối trục đàn hồi

3 - Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi cấp nhanh

4 - Bộ truyền xích ống con lăn

5 - Băng tải

Số liệu thiết kế :

- Công suất trên trục băng tải, P = 4.5 (kW)

- Số vòng quay trên trục tang dẫn, n = 45 (vg/ph)

- Thời gian phục vụ, L = 5 (năm)

- Quay 1 chiều ,làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 ca làm việc 8 giờ)

- Chế độ tải : T1 = T , T2 = 0,9 T , t1 = 24 giây, t2 = 45 giây

GVHD ThS Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy

P

P =η

Trong đó :

− Pt = 4.5 KW : Công suất trên trục băng tải

ht k ol br x

η = η η η η :Hiệu suất của hệ thống truyền động

§ η k= 0.99 :Hiệu suất truyền động của khớp nối

§ η ol= 0,99 :Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn

§ η br= 0,96 :Hiệu suất truyền động của cặp bánh răng

§ η x= 0,93 :Hiệu suất truyền động của xích

4 2 ht

K dn

T T

1.1.4 Kiểm tra động cơ đã chọn :

a Kiểm tra điều kiện mở máy : khi mở máy mômen tải không được vượt quá mômen khởi động của động cơ nếu không động cơ sẽ không chạy

Thật vậy :

mm K

T < T

GVHD ThS Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy

Công suất của các trục công tác, trục 1, trục 2, truc 3

Pct = 5,5 kW ;

ct 3

Chương 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN

Trục Th.số

2.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh ( Bánh răng nghiêng )

a) Chọn vật liệu cho bộ truyền :

Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design Spur Gear Ta chọn tab

Calculation chọn vật liệu Carbon cast steel cho bộ truyền

Hình 2.1 : Tính chất của vật liệu

+ Giới hạn mỏi tiếp xúc σHlim = 1140MPa

+ Giới hạn mỏi uốn σFlim = 390 MPa

+ Modul đàn hồi E = 20600 MPa

b) Xác định các thông số hình học của bộ truyền :

Chọn tab Design ta sẽ chọn hướng thiết kế ( Design Guide ) là cho tỷ số truyền và khoảng cách trục và tính ra modul và số răng ( Module and Number of Teeth ) , và nhập

các số liệu đầu vào :

– Tỷ số truyền (Desired Gear Ratio ) = 6 ul cho bộ truyền cấp nhanh

– Ta chọn khoảng cách trục thiết kế sẽ là 120,67 mm

– Góc áp lực ( Pressure Angle ) = 20 deg

– Góc nghiêng răng ( Helix Angle ) = 10 deg

GVHD ThS Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy

Trong phần Design Guide (phần hướng dẫn thiết kế) ta chọn Modul và nhập vào

tỉ số truyền của bộ truyền vào mục Desired Gear Ratio (tỉ số truyền) u1= 5.5, nhập góc nghiêng của răng ở mục Helic Angle β = 30° Ta chuyển sang phần calculation

và nhập các thông số của bộ truyền trong phần Load: Power (công suất) trên trục I:

P1 = 6.61 (Kw), Speed (số vòng quay) trên trục I: n1 = 2880(vg/ph), Efficiency (hiệu

suất) bộ truyền bánh răng: br=0,96 Chọn vật liệu thiết kế bộ truyền trong mục

bánh lớn Gear 2 ta chọn là EN C50 (ISO) Sau khi chọn ta có thông số về ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng 1 và 2 là: бH1lim = 1140(Mpa), = (Mpa) σFlim = 390

Hình 2.2 : Các thông số của hình học của bộ truyền

Hình 2.3 : Các thông số kích thước răng

– Chiều cao đầu răng a * = 1 ul

– Khe hở c * = 0,25 ul

– Cung lượn chân răng rf * = 0,35 ul

Tiếp tục ta chọn Accuracy (độ chính xác) để chọn cấp chính xác và tiêu chuẩn thiết

kế Ở đây ta chọn cấp chính xác là cấp 9, tiêu chuẩn thiết kế là ISO 1328 – 1997 (tiêu

chuẩn ISO số 1328, năm1997)

GVHD ThS Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy

– Hiệu suất của bộ truyền η = 0,960 ul

Sau khi nhấn Calculate máy sẽ tự tính cho ta Momen xoắn cũng như công suất và số vòn quay của trục II :

Hình 2.4 : Tải trọng của bộ truyền Sau khi khai thác kết quả đầy đủ thì ta sẽ được :

GVHD ThS Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy

Bảng 2.2 : Kết quả kiểm bền

Trong đó :

SH – Hệ số an toàn ăn mòn

SF – Hệ số an toàn đứt răng

SHst – Hệ số an toàn tĩnh tiếp xúc

SFst – Hệ số an toàn tĩnh tại góc uốn

Với Check calculation cho kết quả là Positive nên ta có thể kết luận là bộ truyền thiết

kế đủ điệu kiện bền trong quá trình làm việc

Sau khi tính toán kết thúc ta sẽ chọn ok và kết quả là ta được bộ truyền bánh răng

nghiêng như hình dưới :

GVHD ThS Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy

Hình 2.6 : Mô phỏng bộ truyền bánh răng cấp nhanh

e) Bảng thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng

Sau khi thiết kế hoàn tất thì ta sẽ khai thác kết quả và ta sẽ có bảng tổng hợp như

d1 d 1 = 31.177 mm Đường kính vòng lăn

Bảng 2.2 : Thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm ( Bánh răng trụ thẳng )

Sau khi khởi động inventor ta vào môi trường Assemble, sau đó vào Modul Design Acclerator

ta chọn Spur gears (tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng), ta có giao diện như sau:

GVHD ThS Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy

523.63(vg/ph), Efficiency (hiệu suất) bộ truyền bánh răng: br=0,96 Chọn vật liệu thiết kế bộ

truyền trong mục Material Values (vật liệu), với bánh răng nhỏ Gear 1 ta chọn là EN C50 (ISO), với bánh lớn Gear 2 ta chọn là EN C50 (ISO) Sau khi chọn ta có thông số về ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng 1 và 2 là:

+ Giới hạn mỏi tiếp xúc σHlim = 1140MPa

+ Giới hạn mỏi uốn σFlim = 390 MPa

+ Modul đàn hồi E = 20600 MPa

Số giờ làm việc của hệ dẫn động Lh = 24000h

Tiếp tục ta chọn Accuracy (độ chính xác) để chọn cấp chính xác và tiêu chuẩn thiết kế Ở đây

ta chọn cấp chính xác là cấp 9, tiêu chuẩn thiết kế là ISO 1328 – 1997 (tiêu chuẩn ISO số 1328, năm1997)

Nhấn ok

Tiếp tục chọn vào mục Factors (thông số) để nhập các thông số khác của bộ truyền:

KHv = 1.1 – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp được tính theo công thức 6.41 [1]

KHβ = 1,12 – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng tr theo bảng 6.7 [1]

KHα = 1.09 – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

Zε = 0,867 – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định theo công thức 6.36c [1]

ZR = 0,95 – Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc, với Ra = 2,5….1,25(μm)

Zv = 0.95 – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, theo [1] được xác định theo công thức

Zv = 0,85v0,1

Ysa = 1,02 – Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất, theo [1] được xác định theo công thức Ys = 1,08 – 0,0695ln(m), với m = 2

Yβ = 1 – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, theo [1] được xác định như sau Yβ = 1-

Yε = 0,573 – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, theo [1] được xác định theo công thức Yε = , với là hệ số trùng khớp ngang được xác định theo công thức 6.38a

Còn các hệ số còn lại lấy theo mặc định như sau:

GVHD ThS Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy

20°, các thông số còn lại giữ nguyên Sau khi nhập xong các thông số ta chọn Calculate (tính toán)

ta tính được các giá trị sau:

Hệ số dịch chỉnh của bánh 2 là x2 = 0.3396(ul), tổng hệ số dịch chỉnh của hai bánh răng (Total Unit Correction) là 0 (ul)

Chọn Preview để xem lại các thông số tính toán của bộ truyền:

Sau đó nhấp ok ta được bộ truyền bánh răng cấp chậm – bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng như sau:

GVHD ThS Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy

Bảng 2.2 : Thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng

Sau khi thiết kế hoàn tất thì ta sẽ khai thác kết quả và ta sẽ có bảng tổng hợp như

Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design Roller chains Ta chọn loại

xích theo tiêu chuẩn ISO 606 : 2004 của Mỹ , với bước xích p = 25.4 mm

Hình 2.13 : tiêu chuẩn xích

2.3.2 Tính toán các thông số cớ bản của bộ truyền ( tab Design )

Với bộ truyền và tải trọng làm việc của bộ truyền có va đập nên ta sẽ chọn số dãy xích là 3

a Xác định số răng trên đĩa nhỏ : Số răng đĩa xích càng ít, đĩa bị động quay càng không

đều, động năng va đập càng lớn và xích càng bị mòn nhanh Nên ta cần phải đảm bảo số răng nhỏ nhất của đĩa xích lớn hơn zmin (với xích con lăn thì zmin =27-29) Ta sẽ chọn số

răng là 27 Vào tab Roller sprocket 1 và nhập vào mục teeth là 27ul và sau đó ta chọn ok, sau khi máy tính toán ta sẽ có các thông số của đĩa xích nhỏ như hình dưới :

GVHD ThS Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy

Hình 2.14 : Thông số hình học cử đĩa xích nhỏ

– Số răng z1 = 27 ul

– Đường kính vòng lăn Dp = 273.488mm

– Đường kính vòng đỉnh răng Da = 290 mm

– Đường kính vòng chân răng Df = 254 mm

– Chiều cao đỉnh răng ha = 9.525mm

– Góc lượn đỉnh răng re = 66 mm

– Góc lượn chân răng ri = 9.6nn

– Số dãy xích k = 3 ul

b Xác định số răng trên đĩa lớn : Vào tab Roller sprocket 2 chọn hướng thiết kế

( design guide ) và chọn theo hướng xác định số răng từ tỉ số ( transmission raito )

và nhập vào mục Ratio 3 ul ( ux = 3), sau khi nhập thì ta sẽ xác định được số răng trên đĩa

xích lớn là 81 , và cuối cùng ta chọn ok

Hình 2.15 : Thông số của đĩa xích lớn

– Số răng z2 = 81 ul

– Đường kính vòng lăn Dp = 818mm

– Đường kính vòng đỉnh răng Da = 837 mm

– Đường kính vòng chân răng Df = 799 mm

– Chiều cao đỉnh răng ha = 9.5mm

– Góc lượn đỉnh răng re = 189 mm

– Góc lượn chân răng ri = 9.6mm

– Số dãy xích k = 3 ul

c Xác định số mắt xích : ở mục Chain Options ta sẽ luôn chọn Even Only ( chỉ lấy số

chẵn ) , Với khoảng cách trục đã chọn thì máy sẽ tính cho ta số mắt xích là 136 :

GVHD ThS Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy

Hình 2.16 : Thông số của dây xích thiết kế Kết quả cuối cùng là ta sẽ có được thông số hình học của bộ truyền :

Hình 2.17 : Thông số hình học cơ bản của bộ truyền

2.3.3 Tính toán tải trọng của bộ truyền xích ( tab calculation )

Chọn hướng thiết kế : cho công suất và số vòng quay tính ra moment soắn

( Power, Speed → Torque )

– Số liệu đầu vào : – Công suất P = 5.403 kW

– Số vòng quay n = 185.52 ( vg/ph)

– hiệu suất η = 0,93 ul

– Tuổi thọ Lh = 29200 ( giờ )

GVHD ThS Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy

2.3.4 Tính kiểm bền cho bộ truyền :

Công suất theo biểu đồ:

Hình 2.18 : Biểu đồ công suất và số vòng quay

GVHD ThS Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy

Bảng 2.6 : Bảng kiểm bền của bộ truyền – Vận tốc xích v = 2.324 mps

– Lực hướng tâm Fc = 59 N

– Lực căng lớn nhất Ftmax = 2627 N

– Hệ số an toàn tĩnh SS = 99 > SSmin

– Hệ sô an toàn động SD = 99 > SDmin

– Áp lực tại gối pB = 3.356 MPa < p0

– Áp lực cho phép tại gối p0 = 24.474MPa

– Hệ số ma sát riêng λ = 0.866 ul

– Công suất thiết kế P = 5.970 kW

– Tuổi thọ phục vụ của xích th = 789362hr

– Tuổi thọ của dây xích thl = 2777778 hr

– Tuổi thọ của con lăn và ống lót thr =1559735 hr

Hình 2.19 : Mô phỏng bộ truyền xích

2.3.5 Bảng thông số của bộ truyền xích

GVHD ThS Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy

Chương 3 : Tính toán thiết kế trục

3.1 Chọn vật liệu

Do hộp giảm tốc chỉ tải trọng trung bình, nên ta chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi cải

thiện có σb = 600 (MPa) Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 30 (MPa)

Trục II: Có T2 = 114535 (Nmm), với [τ] = 15 30 (MPa) ⇒ d2 = (33,67…26,72) mm, chọn

đường kính nhỏ nhất của trục II là: d2 = 30 (mm), theo bảng (10.2) [1] ta được chiều rộng ổ lăn b20

= 19 (mm)

Trục III: Có T3 = 350593.4 (Nmm), với [τ] = 15 30 (MPa) ⇒ d3 = (48,89…38,8) mm, chọn

đường kính nhỏ nhất của trục III là: d3 = 45 (mm), theo bảng (10.2) [1] được chiều rộng ổ lăn là b30

= 25 (mm)

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

GVHD ThS Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy

Hinh 4.1.Sơ đồ tính khoảng cách giữa các điểm đặt lực

Ta có trị số của các khoảng cách k1, k2, k3 và hn như sau:

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đế thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = 10 (mm)

Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: k2 = 15 (mm)

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 20 (mm)

Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 15 ÷ 20 (mm)

Với các ký hiệu:

k: là số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i: là số thứ tự của các tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

lk1: là khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

lki: là khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k

lmki: là chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i trên trục k

bki: chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục thứ k

lcki: khoảng côngxôm trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc tới gối đỡ, được xác định theo công thức: lcki = 0,5.(lmki + b0) + k3 + hn

Chiều dài mayơ bánh đai được xác định theo công thức (10.10) [1] như sau:

lm12 = (1,2 ÷1,5) d1 = (50 ÷ 85) (mm), ta chọn lm12 = 65 (mm)

Khoảng côngxôm trên trục thứ nhất: lc12 = 0,5.(65 + 25) + 20 +20 = 85 (mm)

Chiều dài mayơ bánh răng trụ được xác định theo công thức (10.10) [1] như sau

GVHD ThS Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy

Trục II:

Trục III:

Chọn hệ tọa độ như hình vẽ Theo các thông số tính toán, lực do bộ truyền đai tác dụng lên trục I

có chiều cùng phương với phương oy, có giá trị như sau:

d0 1 1

80.63652

2

0, 75 46677,18 0,75.51360, 41 64476,18

t

t t

d r

T F

3.5.Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

Tính phản lực: sử dụng phương trình mômen và phương trình hình chiếu của các lực trong mặt phẳng zoy và zox ta có:

Đối với trục I: Fyl10 = 368.712 (N), Fxl10 = 620.482 (N)

3.6.Tính mômen uốn tổng M j và mômen tương đương M tdj tại các tiết diện lắp trên trục

Đối với trục I: tính mômen tại điểm O1

GVHD ThS Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy

Mômen tương đương Mtd11 = 57006 (Nmm)

Tại bánh răng 1: Mômen uốn Muy = 37362.43 (Nmm), Mux = 1859.31 (Nmm)

Mômen tương đương Mtd21= 106009.9 (Nmm)

Tại bánh răng 2: Mômen uốn Muy = 54788.71 (Nmm), Mux = 22327.48 (Nmm)

Mômen tương đương Mtđ22 = 115494.67 (Nmm)

Tại bánh răng 3: Mômen uốn Muy = 1859.31 (Nmm), Mux = 119815.8 (Nmm)

Mômen tương đương Mtd23 = 155557 (Nmm)

Tại O2: Mômen uốn Muy = - 255933,22 (Nmm), Mux = 35,3455 (Nmm)

Mômen tương đương Mtd24 = 99190.22 (Nmm)

Đối với trục III:

Tại O1:

Mômen uốn Muy = Mux = 0 (Nmm)

Mômen tương đương Mtd30 = 303622.7 (Nmm)

Tại bánh răng 1: Mômen uốn Muy = -88375 (Nmm), Mux = 62141.887 (Nmm)

Mômen tương đương Mtd31 = 322270.9 (Nmm)

Tại O2: Mômen uốn Muy = -176750 (Nmm), Mux = 0 (Nmm)

Mômen tương đương Mtd32 = 351322.3 (Nmm)

Tại xích : Mômen uốn Muy = 4.35 (Nmm), Mux = 0 (Nmm)

Mômen tương đương Mtd33 = 303622.8 (Nmm)

3.7 Chọn vật liệu :

Khởi động Modul Design Acclerator chọn Design Shaft Ta chọn tab Calculation chọn

vật liệu Carbon steel cho bộ truyền

+ Mô dun đàn hồi : E = 200000 MPa

+ Mô dun độ cứng: G = 80000 MPa

+ Khối lượng ρ = 7160 Kg/m^3

3.8 Thiết kế trục I :

Sau khi khởi động Modul Design Acclerator ta chọn Shaft (tính toán, thiết kế trục với hình dạng khác nhau), ta có dao diện làm việc như sau:

Ta chọn và nhập các thông số về chiều dài, đường kính, vát đầu trục, vo tròn cạnh sắc ở các đoạn trục chuyển tiếp và chèn rãnh then cho các đoạn trục cần tính toán và kiểm nghiệm dựa vào đường kính sơ bộ và chiều dài các đoạn trục đã tính toán ở trên Sau đó chuyển qua Tab Calculation để tính toán cho trục