đồ án chi tiêt máy gồm 40 đồ án

Phần I : Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền. I.Chọn động cơ :1.Công suất cần thiết :a.Xác định động cơ : Pct = Ta có yêu cầu Pdc > PYCPYC=Trong đó :ỗ _ hiệu suất của bộ truyền .ỗ= ỗol3ỗbr2ỗk. .ỗx..ỗotỗk =1. Hiệu suất của khớp nối .ỗbr =0.97. Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ .ỗx=0,96. Hiệu suất bộ truyền xchs để hở .ỗol=0,993. Hiệu suất của cặp ổ lăn .ỗot=0,98. Hiệu suất của cặp ổ trượt .ỗ = 0,99330,9720,96.0,98.1 = 0,867Pct – Công suất cần thiết trên trục động cơ .Với tải trọng thay đổi ta có : õ = = = 0,93. Pct = = 4.851(kw).Pyc = =5,2(kw).b.Xác định động cơ điện: Ta có:nsb=nct.usb.nct_số vòng quay trên trục công tác.với: nct = v_vận tốc của băng tải . D_đường kính tang quay.Thay số ta được: nct= = 35,4 (vgph).usb=usbhộp.usb btnchọn: usb btn=2,26 usb hộp=12vậy:usb=2,26.12=27,12như thế ta có:nsb=35,4.27,12=960(vgph).2.Chọn động cơ :Cần thoả mãn Pđc > PYC nđc nsb = K > = 1,4 = 1,4Từ các thông số tính toán ở trên tra bảng P1.3 T237. ta chọn đông cơ điện có các thông số sau :Kí hiệu :4A132S6Y3Tốc độ : n = 968(vph)Công suất động cơ : Pđc=7,5kw =2Đường kính trục động cơ : ddc=38mmII.Phân phối tỷ số truyền :uch=ndcnctthay số:uch=chọn ung=2,28.Lúc đó uhộp=Theo yêu cầu bôi trơn , sử dụng hình 3.19(TTTKHDĐCK_T243) với c3= 1,3 ta chọn được u1 = 4,26 u2= 124,26 = 2,82.III. Tính toán các thông số động học :

Phần I : chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền

ηk =1 Hiệu suất của khớp nối

ηbr =0.97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

ηx=0,96 Hiệu suất bộ truyền xchs để hở

ηol=0,993 Hiệu suất của cặp ổ lăn

ηot=0,98 Hiệu suất của cặp ổ trợt

⇒η = 0,99330,9720,96.0,98.1 = 0,867

Pct – Công suất cần thiết trên trục động cơ

Với tải trọng thay đổi ta có :

β =

ck

t

t T T t T

1 2 + 2 = 0,93.

Pct =

1000

63,0.7700

= 4.851(kw)

Pyc =

867,0

93,0.851,4

nct=

340 14 , 3

63 , 0 60000

968 =

chọn ung=2,28

Lúc đó uhộp= 12

28 , 2

34 ,

n4= n3/ux= 80,58/2,28 = 35,34 v/ph

2.Công suất trên các trục :

Trục III : P3=

ot x

Pct

η

η = 0 , 96 0 , 98

851 , 4

= 5,16(kw)

Trục II : P2=

br ol

P

η

η 3 = 0 , 993 0 , 97

16 , 5

= 5,36(kw)

Trục I : P1=

br ol

=5,74(kw)

Trục động cơ:

P’dc=P1/nol.nk= 5 , 78

993 , 0

74 ,

P

10 55 ,

=

968

78 , 5 10 55 ,

=56629(Nmm)

T2 =

23 , 227

36 , 5 10 55 ,

= 225270(Nmm)

T3 =

58 , 80

16 , 5 10 55 ,

= 611541(Nmm)

Tct =

34 , 35

851 , 4 10 55 ,

Phần II Tính toán thiết kế các chi tiết máy :

b.1.ứng suất tiếp xúc cho phép :

ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác địng theo công thức sau :

KHL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kì làm việc Theo bảng 6.2/94 TTTKHDĐCK-T1 với thép 45 tôi cải thiện và thờng hoá đạt độ rắn HB 180 350 MPa , ta có :…

σ0

Hlim=2.HB + 70 ; SH = 1,1

σ0

Flim=1,8.HB ; SF =1,75Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245 ; bánh lớn HB2=230, ta có :

Ti là momen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xétVậy với bánh răng lớn ( lắp trên trục II ) ta có :

3 8 ,

3 8 ,

0 3 3 968.19000 = 9,01.108

Với NHE1 > NHO1 nên ta lấy KHL1= 1

Với NHE2 > NHO2 nên ta lấy KHL2= 1

Vậy sơ bộ xác định đợc:

[σH]1 =

H

HL H

S

K 1

1 lim

0

σ

= 5601,1.1 = 509(MPa)

[σH]2 =

H

HL H

S

K 2

2 lim

0

σ

= 5301,1.1 = 481,8(MPa)Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng:

[σH]=

2

] [ ] [ σH 1+ σH 2

=

2

8 , 481

σFlim là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kì tải trọng NEF

SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,75 do bề mặt đợc tôi cải thiện

KFL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kì làm việc

Hệ số chu kì làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau :

KFL = 6 N FO /N FE

Số chu kì cơ sở NFO= 6.106 đợc xác định cho mọi loại thép

Còn số chu ki ứng suất thay đổi tơng đơng NFE đợc xác nh sau :

NFE= 60.ci.∑(T i / Tmax )mF

ti.ni

Trong đó :

c là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay ta có c = 1

Ti là momem xoắn ở chế độ thứ icủa bánh răng đang xét

ni là số vòng quay ở chế độ thứ I của bánh răng đang xét

mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn , ở đây mF = 6 Vậy với bánh răng lớn ( lắp với trục II) ta có :

3 8 ,

S

K 1

1 lim

0

σ

= 4411,75.1 = 252(MPa)

[σF]2=

H

FL F

S

K 2

2 lim

0

σ

= 4141,75.1 = 236,57(MPa)ứng suất quá tải cho phép :

Theo (6.10) và (6.11) :

[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)

c.Tính khoảng cách trục :

♠.Xác định sơ bộ khoảng cách trục , theo (6.15)_I :

aω = ka(u12+1)

ba H

H

u

k T

Ψ

] [

.

12 2

1

σ

β.Trong đó :

Ka là hệ số phụ thuộc vào vật liệucủa cặp bánh răng và loại răng tra theo bảng 6.5_I ta đợc ka = 43

⇒aω = 43(4,26+1)3

2 4 , 26 0 , 2 4

, 495

046 , 1 5 , 28314

= 117,9(mm)

Lấy aω = 125mm

♠.Xác định các thông số ăn khớp :

Môđun pháp : m = (0,01– 0.02) aω = (0,01– 0,02)125 = 1,25–2,5Theo bảng 6.8 chọn m=2

Chọn sơ bộ góc β = 320 ⇒cos β=0,848

Số răng bánh nhỏ : z1=

) 1 (

cos 2

+

u m

aω β

=

) 1 26 , 4 ( 2

32 cos 125

125 2

) 20 85 ( 2

2

) ( 1+ 2 = + =

w

a

Z Z m

Vậy ta có: Góc β=32,860(32051’36’’)

d.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Theo (6.33) :

σH=

1 M

) 1 (

Ta có : αt=αtw=arctg(tgα/cosβ)

⇒ αt=αtw= arctg(tg20/cos32,860)=23,270.Vậy βb= arctg(tgβ.cos α

65 , 30 cos

hệ số kể đến sự trùng khớp dọc :β

∏

β

.Với bw= Ψba.aw=0,2.125=25mm

⇒ εβ=

2 14 , 3

86 , 32 sin

α

ε =[ 1,88 – 3,2 1 + 2  ]

1 1

1

= 0,841Theo trên ta có KHβ = 1,046

KHα _ hệ số kể đến sự phân bố không đều các tải trọng cho các đôi răng

ăn khớp

KHV _hệ số tải trọng động

Với cấp chính xac 9 , bánh răng nghiêng và v = 2,14m/s

Tra bảng 6.14 ta có KHα = 1,13

K

α β

υ

H H

d b H HV

K K T

w W

2

1

1

. ư 1

o H

υ =

Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta đợc :

002 , 0

125

=1,91Vậy KHV=1+2.283141,91.47,5.1,62,046.25.1,13=1,034

⇒KH = KHβ.KHα.KHV =1,046.1,13.1.034 = 1,222.

⇒σH =

62 , 47

841 , 0 536 , 1 274

25 , 4 25

) 1 25 , 4 ( 222 , 1 5 , 28314

= 434,64(MPa)

♠.Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

Theo (6.1) với v=2,41m/s,cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 1,25… μm Do đó hệ số ảnh hởng đến độ nhám ZR = 0,95 ;

σ

σ

σ −

=436,84436−,84434,63=0,005

→bộ truyền cấp nhanh đạt độ bền tiếp xúc.

e.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

ω ω β ε

F F

d b F FV

K K T

w W

2

1

1

ư 1

o F

υ =

Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta đợc :

006 , 0

125

=5,725Vậy KFV=1+2.283145,725,5.47.1,137,62..251,157=1,076

85

=143,41.Chọn ZV2=143 răng

Theo bảng 6.18 và phơng pháp nội suy ,với hệ số dịch chỉnh k=0

76 , 42 25

76 , 3 765 , 0 707 , 0 415 , 1 5 , 28314 2

F F

Y

59,6576

,3

6,3.51,

f.Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Khi làm việc răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải kqt = Tmax/Tdn =2,2 Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

+ σHmax = σH k qt ≤ [σH]max

σH = 434,63MPa

2 , 2 63 , 434

Theo bảng 6.1 ta chọn vật liệu cho cấp chậm Nh sau :

Bánh nhỏ và Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 285 …

có σb=850 MPa , σch= 580 MPa

b.Xác định ứng suất cho phép :

b.1.ứng suất tiếp xúc cho phép :

ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác địng theo công thức sau :

KHL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kì làm việc Theo bảng 6.2/94 TTTKHDĐCK-T1 với thép 45 tôi cải thiện và thờng hoá đạt độ rắn HB 180 350 MPa , ta có :…

σ0

Hlim=2.HB + 70 ; SH = 1,1

σ0

Flim=1,8.HB ; SF =1,75

Ti là momen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xétVậy với bánh răng lớn ( lắp trên trục III ) ta có :

3 8 ,

3.8,

.227,23.19000 = 2,12.108

Với NHE3 > NHO3 nên ta lấy KHL3= 1

Với NHE4 > NHO4 nên ta lấy KHL4= 1

Vậy sơ bộ xác định đợc:

[σH]3 =

H

HL H

S

K 3

3 lim

σ

=

1,1

1.600

= 545,45(MPa)

[σH]4 =

H

HL H

S

K 4

4 lim

0

σ

=

1,1

1.570

= 518,18(MPa)Với cấp chậm sử dụng răng thẳng:

[σH]= min([σH]3 ,[σH]4 )=518,18(MPa)

b.2.ứng suất uốn cho phép đợc xác định bởi công thức sau :

σFlim là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kì tải trọng NEF

SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,75 do bề mặt đợc tôi cải thiện

YS = 1,08 – 0,16lgm là hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc răng

KXF là hệ số xét đến ảnh hơng của kích thớc bánh răng Với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1

Chọn sơ bộ YR.YS.KXF =1 ⇒[σF] = σFlim/SF

Do giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kì chịu tải NFE đợc xác định nh sau :

σFlim = σ0

Flim.KFL

Trong đó :

σ0 Flim là giới hạn bền mỏi uốn của bề mặt răng

KFL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kì làm việc

Hệ số chu kì làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau :

KFL = 6 N FO /N FE

Số chu kì cơ sở NFO= 6.106 đợc xác định cho mọi loại thép

Còn số chu ki ứng suất thay đổi tơng đơng NFE đợc xác nh sau :

NFE= 60.ci.∑(T i / Tmax )mF

ti.ni

Trong đó :

c là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay ta có c = 1

Ti là momem xoắn ở chế độ thứ icủa bánh răng đang xét

ni là số vòng quay ở chế độ thứ I của bánh răng đang xét

mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn , ở đây mF = 6 Vậy với bánh răng lớn ( lắp với trục III) ta có :

3 8 ,

S

K 3

3 lim

0

σ

= 4771,75.1 = 272,57(MPa)

[σF]4=

H

FL F

S

K 4

4 lim

0

σ

= 4501,75.1 = 257,14(MPa)ứng suất quá tải cho phép :

Theo (6.10) và (6.11) :

[σH]max=2,8.σch=2,8.580 = 1624(MPa)

[σF3]max=0,8.σch=0,8.580 = 464(MPa) [σF4]max=0,8.σch=0,8.580 = 464(MPa)

c.Tính khoảng cách trục :

♠.Xác định sơ bộ khoảng cách trục , theo (6.15)_I :

aω = ka(u23 + 1)

ba H

H

u

K T

ψ σ

β 23 2

2

] [

, 518

021 , 1 225270

= 172,51(mm)

♠.Xác định các thông số ăn khớp :

Môđun pháp : m = (0,01– 0.02) aω = (0,01– 0,02)172,51 = 1,72–3,45

4 3

1 1

Theo trªn ta cã KHβ = 1,021

KHα _ hệ số kể đến sự phân bố không đều các tải trọng cho các đôi răng

K

α β

υ

H H

d b H HV

K K T

w W

2

1

2

ư 3

u

a v

o H

υ =

Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta đợc :

006 , 0

) 1 83 , 2 ( 074 , 1 225270

= 401,77(MPa)

♠.Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

Theo (6.1) với v=1,09m/s,cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 1,25… μm Do đó hệ số ảnh hởng đến độ nhám ZR = 0,95;

σ

σ

σ −

=421,87421−,87401,77 =0,05

→bộ truyền cấp nhanh đạt độ bền tiếp xúc.

e.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

Theo (6.43)_ I :

σ = 2.T.b K F.d.Y ..Y m.Y F

1

1 1

ω ω

β ε

υ

F F

d b F FV

K K T

w W

2

1

2

ư 3

o F

υ =

Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta đợc :

016 , 0

175

=10,01Vậy KFV=1+

09 , 1 1 225270

2

70 38 , 91 01 , 10

, 2 38 , 91 70

294 , 3 765 , 0 707 , 0 23 , 1 225270

Y

Y σ

σ =

25,65294

,3

478,3.8,61

Vậy σF3< [σF3] và σF4<[σF4]

Hai bánh răng thoả mãn điều kiện bên uốn

f.Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Khi làm việc răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải kqt = Tmax/Tdn =2,2 Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

+ σHmax = σH k qt ≤ [σH]max

σH = 421,88MPa

2 , 2 88 , 421

Theo công thức trong bảng 6.11 , ta tính đựoc :

⇒Thoả mãn điều kiện về bôi trơn

2.Thiết kế bộ truyền ngoài Bộ truyền xích

Tính lại tỷ số truyền của bộ truyền xích :

1u u

u ch

= 4,2725,.234,83 = 2,27Các thông số của bộ truyền :

Ka hệ số xét đến khoảng cách trục và chiều dài xích : Ka = 1( a = 40p )

Kđc hệ số xét đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng xích : Kđc=1

Kb hệ số xét đến ảnh hởng của điều kiện bôi trơn , lấy Kb=1

Kc hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền Với bộ truyền làm việc 2

ca Kc=1,25

Kđ hệ số tải trọng động , kể đến tính chất của tải trọng

Với tải trọng va đập vừa Kđ=1,2

2

2 1 2

75 , 31 ) 25 57 (

2 2 1 2

2 2

Z Z Z

Z X Z

25 57 2 2

57 25 122 2

57 25 122

a =1275,62(mm)

Để xích không phải chịu lực căng quá lớn ta giảm khoảng cách trục một lợng :

58 , 80 25

Nh vậy s > [s] , xích đảm bảo về quá tải

2.4.Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của xích :

σH =

d

vd d t r

K A

E F K F K

E môđun đàn hồi của vật liệu E=2,1.105(MPa)

A diện tích chiếu của bản lề Bảng 5.12 ⇒với p =31,75 ta có A =

446(mm2)

Thay các thông số trên vào công thức ta có :

σH1 = 0,47

7 , 1 446

10 1 , 2 ).

7 , 6 2 , 1 4840 ( 42 ,

= 386,55MPa

σH2= 0,47

7 , 1 446

10 1 , 2 ).

95 , 2 2 , 1 4840 ( 226 ,

Ta chọn theo chiều dài tiêu chuẩn d1 = 40mm

♣.Đờng kính trục 2 là trục trung gian chọn [τ 2]=15MPa:

d2sb ≥ 3

2

2

] [ 2 ,

225270

= 42,18(mm)Chọn d2= 50mm

♣.Đờng kính trục 3 là trục ra của hộp giảm tốc chọn [τ 3]=18MPa :

d3sb ≥ 3

3

3

] [ 2 ,

0 τ

T

= 3

18 2 , 0

611541

= 55,38(mm)Chọn d3sb = 60mm,

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

♣.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm dặt lực :

Chiêu dài trục cũng nh khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động , chiều dài may ơ của các chi tiết quay , chiều rộng ổ

-Bánh răng trụ răng thẳng trên trục II:

♣.Các kích thớc liên quan đến chiều dài trục chọn :

Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp k1 =

10mm

Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp k2 = 10mm

Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15mm

Chiều cao nắp ổ và đâu bulông hn=18mm

Dựa vào các công thức trong bảng 10.4 và hình 10.7 ta xác định khoảng cách các điểm đặt lực cho trục hai rồi dựa vào kết cấu của hộp giảm tốc ta xác định khoảng cách các điểm đặt lực cho các trục còn lại

=

62,47

5,28314

2

=1189,2(N)Víi αtw=23,4270;β =32,860

427,23.2,

(2)⇒ Fx1=

11

12 14

t1 13 t1

l

Fk.l l

F' l

Thay số:Fx1=

290

80 3 , 297 ) 65 225 (

2 ,

=1271,2(N)Thay vào (1) ta có:

l

F F' l + l

=

290

) 65 225 (

43 ,

=613,43(N)(3) FY0=Fr1+ F’r1- FY1

=18290,84(Nmm)Xét mô men uốn MY:

=28314,9(Nmm)Tại B có bớc nhảy lên:M= MC=28314,9(Nmm)

Ta nhận thấy đờng kính trục d=35mm,đờng kính chân răng

d=42,62mm.giả sử chọn then có bìh=10ì8

lúc đó:X=df-(d+h-t1)

⇒X=42,62-(35+8-5)=4,62mm<2,5.m=5(mm).

Z

M =56629,8 0,75=49042,8(Nmm)T¹i 0:

Mtd= 2 2 2

4

3

Z Y

3

Z Y

Mtd=94966(Nmm)

Tại 1: Mtd=0.Vậy tại 0 chịu mô men xoắn lớn

Tại bánh răng B chịu mô men xoắn lớn nhất

Tại trục nối A cũng chịu mô men xoắn

Vậy ta tính chính xác đờng kính trục và chọn các then:

Dựa vào bảng 9(sách tập I TTTKHD ĐCK) ta chọn then nh sau:

d tiết diện then chiều sâu rãnh(t1;t2)

t − ≤ [σd] (ứng suất cho phép )

b l d

T1: momen xo¾n trªn trôc I T1 = 28314,5Nmm

lt : chiÒu dµi then

T

t − = 25 56 ( 7 4 )

5 , 28314 2

− = 13,48MPa <[σd]

b l d

T

t c

.

5 , 28314 2

l

.lF.lF'.l

⇒ Fx1=

290

145.4,4930225

.2,118965

.2,

l

.

F

F' l + l −F r l

=

290

145 04 , 2006 )

65 225 (

43 ,

=77734,16(Nmm)Vậy ta có sơ đồ nh hình vẽ

M + + = 52410 , 81 2 + 237536 2 + 0 , 75 120335 , 15 2

Mtd=264633,06(Nmm)

Tại B:

4

3

Z Y

M + + = 21696 , 81 2 + 446644 2 + 0 , 75 120335 , 15 2

Mtd=459153,58(Nmm)

Xét tại những điểm có tập trung mô men xoắn lớn

Tính chính xác đờng kính trục và chọn các then:

=45,12Dựa theo yêu cầu độ bền ,công nghệ,đặc tính lắp ghép ta chọn đờng kính trụcvà then nh sau:

Đờng kính lắp chỗ lắp bánh răng B d=45mm

Đờng kính lắp chỗ lắp ổ lăn: d=35mm

Đờng kính lắp chỗ lắp bánh răng A và C d=40mm

Dựa vào bảng 9(sách tập I TTTKHD ĐCK) ta chọn then nh sau:

d tiết diện then chiều sâu rãnh(t1;t2)

T

t − ≤ [σd] (ứng suất cho phép )

b l d

T

t c

.

T1: momen xoắn trên trục II T2 = 225270Nmm

lt : chiều dài then

t − = 45 60 ( 9 5 , 5 )

225270

2

− = 47,676MPa <[σd]

b l d

T

t c

.

225270

2

= 18,54MPa <[τc]Víi d=40m

T

t − = 40 52 ( 8 5 )

225270

2

− = 72,2MPa <[σd]

b l d

T

t c

.

225270

33

l

l F l

3 ,

−

=-5180,26(N)Thay vào (1) ta đợc:

l

l F l

⇒ FX1=

290

372 2783 145

4 ,

Thay vào (3) ta có:FX0= -FX1+ Ft4+ FXX

=-6035,12+2783+4930,4=1678,28(N)

*Vẽ biểu đồ mô men xoắn và uốn:

Mô men với trục X:

=637514,03(Nmm)Vậy ta đợc mô men nh hình vẽ:

*Tính các mô men và đờng kính các đoạn trục:

Tại 0 M0=0

Tại A:

4

3

Z Y

M + + = 343072 , 8 2 + 243350 , 6 2 + 0 , 75 637514 , 03 2

Z Y

.2

1

3

t h l d

T

t − ≤ [σd] (øng suÊt cho phÐp )

b l d

T

t c

.

lt : chiều dài then

T

t − = 45 60 ( 9 5 , 5 )

611541

2

− = 129,43MPa>[σd]Vậy ta chọn 2 then, lúc này mỗi then chịu 0,75T3

Vậy σd = 2..0.(,75 )

1

3

t h l d

T

t − = 45 60 ( 9 5 , 5 )

611541

75 , 0 2

− =97(MPa)<[σd]

b l d

T

t c

.

75 , 0

=

14 60 45

611541

75 , 0 2

T

t − = 55 60 ( 10 6 )

611541

2

− = 92,66MPa <[σd]

b l d

T

t c

.

611541

2

= 23,16MPa <[τc]

Điều kiện bền dập và điều bền cắt của then đợc thoả mãn

4.4 Tính kiểm nghiệm độ bền mỏi.

1

−

σ và τ − 1 là giới hạn của uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng

Do trục làm bằng vật liệu thép cacbon 45 có σb = 600MPa nên ta có :

Để kết cấu đảm bảo độ bền mỏi thì hệ số an toàn tại các tiết diện

nguy hiểm phải thoả mãn điều kiện :

s = sσ.sτ/ 2 2

τ

σ s

s + > [s] = 1,5 2,5…s_ hệ số an toàn tính toán

[s]_ hệ số an toàn cho phép