Đồ án chi tiết máy. hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục 6 bánh răng

hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục với thiết kế bánh răng ăn khớp 2 bên giúp giảm được momen xoắn trên 1 trục và giảm khoảng cách trục. đồ án này nhằm hỗ trợ cho các sinh viên đang làm môn đồ án chi tiết máy gặp khó khăn trong việc tính toán

LỜI NÓI ĐẦU Đất nước ta đang trên con đường Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo định

hướng XHCN trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất quan trọng

Các hệ thống máy móc ngày càng trở nên phổ biến và từng bước thay thế sức lao

động của con người Để tạo ra được và làm chủ những máy móc như thế đòi hỏi

mỗi con người chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều Là những sinh viên

khoa Cơ Khí trường Đại học Giao Thông Vận Tải Phân Hiệu Thành Phố Hồ

Chí Minh chúng em luôn thấy được tầm quan trọng của những kiến thức mà

mình đã được học và tiếp thu từ các thầy, cô

Việc thiết kế đồ án hoặc hoàn thành bài tập dài là một công việc rất quan

trọng trong quá trình học tập bởi nó giúp cho người sinh viên hiểu sâu , hiểu kỹ

và đúc kết được nhữngkiến thức cơ bản của môn học Môn học Đồ án chi tiết

máylà một môn khoa học giúp sinh viên làm quen và thự hành các bước của một

tiến trình tính toán ,thiết kế ,thiết kế lại với sự chợ giúp của máy tính dưa trên

kiến thức môn Chi Tiết Máy ,đó là cơ sở nghiên cứu về phương pháp tính toán và

thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung từ đó giúp sinh viên có những kiến

thức cơ bản về cấu tạo , nguyên lý hoạt động và phương pháp tính toán thiết kế

các chi tiết máy làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy , vì vậy Thiết kế đồ

án môn học là công việc quan trọng và rất cần thiết

Đề tài thiết kế của nhóm em được Thầy Võ Hoài Sơn và Thầy Văn Quốc Hữu

giao cho với nội dung là thiết kế trạm dẫn động băng tải Với những kiến thức

đã học và sau một thời gian nghiên cứu cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô

giáo , sự đóng góp, trao đổi xây dựng của các bạn nhóm em đã hoàn thành được

đồ án này

Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa

nhiều nên đồ án của nhóm chúng em không tránh khỏi những thiếu sót Chúng

em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy,cô trong bộ môn Kỹ Thuật Cơ Khí

để đồ án của nhóm chúng em với nội dung được giao hoàn thiện hơn cũng như

kiến thức về môn học này

Chúng em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong bộ môn đã tận tình

Mục Lục

Phân I: Tính toán hộp giảm tốc 1

1 Chọn động cơ : 1

a ) Xỏc định cụng suất động cơ : 1

2 Phõn phối tỉ số truyền 2

3 Xỏc định cụng suất, momen, và số vũng quay trờn cỏc trục 3

Phần II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 4

I.Chọn vật liệu chế tạo bỏnh răng : 4

1 Chọn vật liệu 4

2, Xác định ứng suất cho phép 4

3 Xỏc định cỏc thụng số của bộ truyền cấp chậm 6

4 Bộ truyền bỏnh răng cấp nhanh: 11

Phần III Thiết kế trục 17

1 Chọn vật liệu 17

2 Tớnh sức bền trục 17

2.1 Xỏc định trị số và chiều của cỏc lực từ chi tiết quay tỏc dụng lờn trục 17

2.2 Xỏc định sơ bộ đường kớnh trục: 19

2.3 Xỏc định khoảng cỏch giữa cỏc gối đỡ và điểm đặt lực: 19

2.4 Xỏc định đường kớnh và chiều dài cỏc đoạn trục 22

2.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: 28

3 Tớnh chọn then: 34

3.1 chọn then trục I 34

3.2 Tớnh chọn then cho trục II : 35

3.3 Tớnh chọn then cho trục III : 37

4 Tớnh chọn ổ lăn : 40

4.1 Ổ lăn trục I 40

4.2 Ổ lăn trục II: 43

4.3 Ổ lăn trục III : 46

5 Tớnh chọn khớp nối: 48

5.1 Khớp nối cho đầu vào trục I: 48

5.2 Khớp nối cho đầu vào trục III: 50

PHẦN IV:CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP 52

I Thiết kế cỏc kớch thước của vỏ hộp 52

1 Chọn vật liệu, bề mặt ghộp nắp và thõn 52

2 Các kích thước cơ bản của vỏ hộp 53

PHẦN V: CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP 55

1 Cửa thăm 55

2.Nút thông hơi: 55

3.Nút tháo dầu: 56

4 Que thăm dầu 57

5 Vòng chắn dầu: 57

6 Chốt định vị: 58

7 Ống lót

8: Vßng đệm 58

9 : Nắp ổ: 58

10: KÕt cÊu cèc lãt : 59

11: Bôi trơn ổ lăn và hộp giảm tốc 59

1 Bôi trơn ổ lăn 59

2 Bôi trơn hộp giảm tốc 59

12: Xác định và chọn các kiểu lắp 60

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN :

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

……… ………

………

………

………

………

……… ………

………

………

………

………

……… ……… …

THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Họ và tên: Mai Xuân Quyết

Thời hạn phục vụ 5 Năm

Phân I: Tính toán hộp giảm tốc

1 Chọn động cơ :

a ) Xỏc định cụng suất động cơ :

Do động cơ làm việc ở chế độ dài hạn với phụ tải thay đổi nờn ta chọn cụng suất của động cơ sao cho trong thời gian làm việc động cơ lỳc chạy quỏ tải , lỳc chạy non tải một cỏch thớch hợp để nhiệt độ động cơ đạt giỏ trị ổn định Như vậy ta coi động cơ làm việc với phụ tải đẳng trị khụng đổi Bằng phương phỏp mụmen đẳng trị ta xỏc định cụng suất của động cơ

Để chon động cơ điện cần tính công suất cần thiết

Gọi công suất ra cần thiết trên băng tải là P :

t

t P

Hiệu suất truyền động : 𝜂= 𝜂brì 𝜂ổì 𝜂khớp nối

Với : 𝜂 br – hiệu suất cặp bỏnh răng

𝜂 ổ - Hiệu suất 1 cặp ổ lăn

𝜂khớp nối - Hiệu suất nối trục di động

Tra bảng 2-3 “ trị số cỏc hiệu suất” (sỏch TTTKHDD cơ khớ trang 19) ta cú :

Hiệu suất truyền động là :

P P

ct

v n

K

dn

M M

+ uh : tỉ số truyền hộp giảm tốc

Với bộ truyền là hộp giảm tốc đồng trục ta có thể phân uh cho các cấp theo công thức :

u1 = u2 = √𝑢ℎ = √26 = 5,1 + u1 : tỉ số truyền cho bộ truyền cấp nhanh

+ u2: tỉ số truyền cho bộ truyền cấp chậm

3 Xác định công suất, momen, và số vòng quay trên các trục

+ PI , PII , PIII : công suất trên các trục I, II, III

+ nI , nII, nIII : số vòng quay trên các trục I, II, III

+ MI, MII, MIII : momen xoắn trên các trục I, II, III

Trục II : trục II bao gồm 2 trục giống nhau trong hộp giảm tốc

2. br 2.0,97.0,99 , 03

III ol

Tỷ số truyền u 5,1 5,1

Phần II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I .Chọn vật liệu chế tạo bỏnh răng :

1 Chọn vật liệu

Vỡ hộp giảm tốc cú cụng suất nhỏ bộ truyền chịu tải trọng va đập nhẹ và khụng

cú yờu cầu gỡ đặc biệt nờn ta chọn vật liệu chế tạo hai cấp bỏnh răng như sau :

• Bỏnh lớn : Thộp 45 tụi cải thiện

đạt độ rắn HB192… 240 chọn HB2 = 230

giới hạn bền : σb2 = 750 MPa ;

giới hạn chảy : σch2 =450 MPa

• Bỏnh nhỏ : Thộp 45 tụi cải thiện

YRYSKxH = 1 và KFC =1 (do đặt tải một chiều)     = F F lim .KFL SF

Ta cú :Hlim =2HB+70,Flim =1,8HB,S F =1,75, SH = 1,1 (Bảng 6.2 trang 94)

Chọn bỏnh nhỏ HB1=245 ,bỏnh lớn HB2 =230

+Bỏnh nhỏ:

lim1 lim1

+ Với NHE1 > NHO1 nên ta lấy KHL1= 1

+ Với NHE2 > NHO2 nên ta lấy KHL2= 1

Vậy sơ bộ xác định đ-ợc:

[σH]1 =

H

HL H

S

K 1

1 lim 0

.



=

1 , 1

1 560

= 509(MPa)

[σH]2 =

H

HL H

S

K 2

2 lim 0



=

1 , 1

1 530

(Đối với tất cả các loại thép: NFO =4.106 )

NFE1 = u NEF2 = 5,1 22,4.107 = 114,24.107 > NFO  do đó lấy KLF1 =1

Theo 6.2a: [F] = 𝐹𝑙𝑖𝑚 𝑜 KFC KFL / SF

Với : 𝐹𝑙𝑖𝑚 𝑜 - ứng suất giới hạn mỏi tương ứng với chu kỳ cơ sở

KFC - hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải với bộ truyền quay 1 chiều KFC =1

Theo công thức(6-16)ta có:𝜓bd = 0,53 𝜓ba(u2+1) = 0,5.0,3.(5,1+1) = 0,9669

KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trong trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.Với 𝜓bd = 0,9669 kết hợp tra bảng 6-7 sách TKHDCK trang 98

ta chọn KHβ =1,105, ứng với sơ đồ 4

T2 : mômen xoắn trên trục chủ động (trục II)

[H] : ứng suất tiếp xúc cho phép

Thay số vào ta có: aw2 = 49,5.(5,1+1)√35328,44.1,105

495,46 2 5,1 0,3

3

= 141,96 (mm) Lấy aw2 = 140 mm

3 Kiểm nghiệm bánh răng về sức bền tiếp xúc của răng :

Theo (6-33) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm việc của răng :

σH = ZM ZH Zε √2𝑇2.𝐾𝐻(𝑢2+ 1)

𝑏𝑤.𝑢2.𝑑𝑤12 ≤ [σH ] trong đó : ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

tra bảng (6-5) chọn ZM = 274 MPa1/3

ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH =√2.𝑐𝑜𝑠𝛽𝑏

𝑠𝑖𝑛2𝛼𝑡𝑤

Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

T1 = mô men xoắn trên trục bánh chủ động

KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

bw - chiều rộng vành răng

dw1 - đường kính vòng lăn bánh nhỏ

Đối với bánh răng trụ răng thẳng ta có :

góc prôfin răng : t = arctg (tgα / cosβ) = arctg(tg20 / cos00) = 200

Theo công thức hệ số trùng khớp dọc : εβ = bw sinβ / m𝜋 = 42 sin00 / 2𝜋 = 0

Theo công thức 6-36a ta có : Zε = √4−𝜀𝛼

3 = 4 1, 99 0.81

3

1 1 1,88 3, 2( ) 1,99

a d

u



=+ = 2 1405,1 1

Thay giá trị vừa tính được vào 6.33 ta được :

42 5,1 45,9

H

Theo 6.1 với v = 0,67 (m/s) thì lấy Zv = 1

với cấp chính xác động học là 9 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám là R a= 2,5 1,6 µm do đó Z =R 0,95 với da<700 mm thì

Như vậy H<  độ bền của bánh răng được thoả mãn H

• Kiểm nghiệm bánh rang về độ bề uốn:

Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá trị số cho phép

3

3 3

3

.

F F F

F

Y Y

+ K F : hệ số tải trọng khi tính về uốn, K F =K F.K F.K Fv (2.19)

Với bd = 0,9669 Tra bảng 6.7 – Tr 98 [2] ta được KF= 1,22 (sơ đồ 5) (K F - hệ số

kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng)

ta có KF = 1 vì bánh răng trụ thẳng (K F - hệ số kể đến sự phân bố không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp)

K Fv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

4 3

2

2 8

4 ,

, 4

,1 4 5 9 1, 22. = 1,09

Từ (2.19),ta có : K F =K F.K F.K Fv = 1, 22.1.1, 09 1,33 =

- Từ (2.17), ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:

3 3

3

43, 68.3, 6

39, 64 3,967

F F F

F

Y Y

1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải :

- Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , hãm máy ) với

K

Trong đó: + T max – momen xoắn cực đại, Nmm

+ T 1 – momen xoắn danh nghĩa, Nmm

Vì vậy, cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng

suất uốn cực đại

- Ứng suất tiếp xúc cực đại [2]:

max 4 05, 6 9 1, 4 48 0

=> thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

- Ứng suất uốn cực đại [2]:

=> thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

Vậy, bánh răng đủ bền khi quá tải

- Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết

kế, ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau

W a Z

- Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :

2 1

92 5,111 18

m

z u z

2.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện [2]:

2 1

2.cos(10,17 )sin(2.20,337 ) = 1,737

1 1

Trong đó : K H - hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng,

Theo bảng 6.7-Tr98: KH= 1,067 (với sơ đồ 5 )

K H: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

m

a

u = 0,002.73.3,42 140

5,1 = 2,616(trong đó H là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 – Tr 107 [2] được H = 0,002; g0 là hệ số

kể đến ảnh hưởng của các bước răng 1 và 2 , tra bảng 6.16 – Tr 107 [2] được g0 = 73)

Từ (2.33)  KHv = 1 +

6 144

2 25

6 ,

2 8

4 8

với v = 3,41(m/s) < 5 (m/s)  lấy Zv = 1 (Z v - hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng)

Đường kính vòng đỉnh da < 700 (mm)  lấy KxH = 1 (K xH - hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng)

Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5  1,25 (m)  lấy ZR = 0,95 (Z R - hệ số kể đến độ nhám bề mặt răng làm việc)

Từ (2.34)  [H]CX = 495,46.1.1.0,95 = 470,69 (MPa)

 Như vậy H < [H]CX do đó thoả mãn độ bền tiếp xúc

2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

- Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép [2]:

] [

.

2

1

1

1 1

w w

F F

F

m d b

Y Y Y K T



2 1 2

.

F

F F F

Y Y



 =  [F2] (2.36) Trong đó :

+ T 1 : mômen xoắn trên bánh chủ động, T1 =TI= 14425,88 (Nmm)

KF = 1,4 (K F - hệ số kể đến sự phân bố không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp)

K Fv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

W W F K K T

d b

1 4

, 4

8 2

5

2 ,

4 8

, 8

1

20,13.3, 601

4,14

F F F

F

Y Y



- Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép :

Với m = 2,5 (mm)  YS = 1,08 – 0,0695ln(2,5) = 1,016, (YS - hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất)

YR = 1 : hệ số phụ thuộc độ nhám

KxF = 1 vì da < 400(mm): hệ số xét đến kích thước bánh răng

[F1]CX = [F1]YRYSKxF = 252,57.1.1,016.1 = 256,69(MPa) > F1

[F2]CX = [F2]YRYSKxF = 236,57.1.1,016.1 = 240,35(MPa) > F2

Vậy, bánh răng thoả mãn điều kiện độ bền uốn

2.4 Kiểm nghiệm răng về quá tải :

- Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , hãm máy ) với

K

Trong đó: + T max – momen xoắn cực đại, Nmm

+ T 1 – momen xoắn danh nghĩa, Nmm

Vì vậy, cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng

suất uốn cực đại

- Ứng suất tiếp xúc cực đại [2]:

max 274, 54 1, 4 324,8

=> thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

- Ứng suất uốn cực đại [2]:

=> thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

Vậy, bánh răng đủ bền khi quá tải

3 Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho hộp giảm tốc:

- Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc

- Đối với hộp giảm tốc ta đang thiết kế do có vận tốc nhỏ v < 12m/s nên dùngphương pháp bôi trơn ngâm dầu

- Với hộp giảm tốc bôi trơn ngâm dầu, các bánh răng lớn (hay bánh bị dẫn) được ngâm trong dầu Kiểm tra điều kiện bôi trơn là kiểm tra để các bánh lớn đều ngâm trong dầu và khoảng cách giữ mức dầu nhỏ nhất và mức dầu lớn nhất phải lớn hơn một giá trị cho phép (thường bằng 8 đến 10 mm) [1]

3.1 Cặp bánh răng cấp nhanh

- Chiều cao răng: h1 = h2 =2,25m =2,25.2,5 = 5,625 (mm)

- Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu [1] :

- Chiều cao răng: h3 = h4 = 2,25.m = 2,25.2 = 4,5 (mm)

- Chiều cao ngâm dầu tối thiểu [1]:

Mức dầu chung cho cả hộp:

Xmin = Min(X2min ; X4min ) = Min( 103 ; 134,2 ) = 103 (mm)

Xmax = Max(X2max ; X4max) = Max(93 ; 109,69) = 109,69 (mm)

Vậy ta chọn mức dầu bôi trơn là :

Xmin =103 mm

Xmax =109,69 mm

4 Kiểm tra điều kiện chạm trục:

Vì bộ truyền hộp giảm tốc đồng trục nên không phải kiểm tra điều kiện chạm trục

5 Kiểm tra sai số vận tốc:

- Kiểm tra sai số vận tốc theo công thức sau [1]:

.100% 4%

thuc n

thuc

n n

Trục của hộp giảm tốc chỉ chịu tải trọng nhỏ, do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiện có b

= 600 (Mpa); ch = 340 (Mpa); ứng suất xoắn cho phép [ ] = ( 12  20 ) (Mpa)

2 Tính sức bền trục

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

- Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền được chia làm 3 thành phần: lực

vòng Ft; lực hướng tâm Fr và lực dọc trục Fa Trị số của chúng được xác định theo các công thức [2]:

1 1 1

d

F tg F

(Trong đó: T1 – mômen xoắn, Nmm; Dt - đường kính vòng tròn qua tâm các chốt nối trục vòng đàn hồi tra theo bảng 16-10a – Tr 68 [3])

(Trong đó: T1 – mômen xoắn, Nmm; Dt - đường kính vòng tròn qua tâm các chốt nối trục vòng đàn hồi tra theo bảng 16-10a – Tr 68 [3])

Trong đó: + T – mômen xoắn, Nmm

+ [ ] - ứng suất xoắn cho phép, Mpa Chọn [ ] = 15 Mpa

44 , 2 5



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

- Dựa theo đường kính trục sơ bộ, tra bảng 10.2 – Tr 189 [2], xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo :

- Chiều dài mayơ lm:

* Trên trục I:

- Chiều dài mayơ bánh răng trụ :

- Theo yêu cầu lắp ghép nên chọn b01 = 15 mm

Lấy lmbr21 = 44(mm) > bw2 = 42 mm

Lấy lmbr22 = 50(mm) > bw3 = 45 mm

* Trên trục III: Trên trục có mayơ của bánh răng trụ và mayơ của khớp nối

+ Chiều dài mayơ bánh răng trụ:

của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

k1 = 10

- Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay, theo bảng 10.4 – Tr 191 [2] , ta có:

Hình 10.9 Sơ đồ tính khoảng cách trục với hộp giảm tốc bánh răng đồng trục

2.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

2.4.1 Trục I:

- Trên trục I có các lực tác dụng lên bao gồm:

2 Lực vòng Ft1

2 Lực hướng tâm Fr1

2 Lực dọc trục Fa1 do bánh răng Z1 gây nên

Lực hướng tâm Fr của khớp nối và các phản liên kết tại ổ A chưa xác định được

- Sơ đồ chi tiết quay và lực từ các chi tiết máy quay tác dụng lên trục :

Từ biểu đồ ta thấy các mặt cắt nguy hiểm tại A, B, C, D Ta tiến hành xác định đường kính trục tại các mặt cắt.

• Đuờng kính trục tại tiết diện j được tính theo công thức [2] :

3

d0,1[ ]

tdj j

M





Trong đó : [] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục,theo bảng 10.5 – Tr

195 [2] : thép 45 có  [] = 50 (MPa); M tdj là tổng mômen tương đương tại tiết diện đang tính

+ Tiết diện tại C:

Mặt cắt nguy hiểm tại bên trái điểm C :

B

+ Ta chọn : d= 18 mm

+ Tiết diện tại A:

Mặt cắt nguy hiểm tại bên trái điểm A :

Lực hướng tâm Fr2 ,Fr3

Lực dọc trục Fa2 do bánh răng Z2 gây nên, sinh ra momon uốn Ma2

Lực hướng tâm Fr của khớp nối và các phản liên kết tại 2 ổ chưa xác định được

- Sơ đồ chi tiết quay và lực từ các chi tiết máy quay tác dụng lên trục :

tdj j

M





Trong đó : [] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục,theo bảng 10.5 – Tr

195 [2] : thép 45 có  [] = 50 (MPa); M tdj là tổng mômen tương đương tại tiết diện đang tính

+ Tiết diện tại C :

Mặt cắt nguy hiểm tại bên phải điểm C :

Tại C lắp bánh răng, để đảm bảo an toàn, để thuận tiện trong quá trình gia công và tránh

hạ bậc đột ngột, lấy đường kính theo tiêu chuẩn (Tr195 [2]) dc= 20(mm)

+ Tiết diện tại D :

Mặt cắt nguy hiểm tại bên trái điểm D :

A

Theo tiêu chuẩn lắp ghép và chế tạo Ta lấy dA = 25(mm)

- Tại B tổng các mômen tác dụng bằng không nên đường kính trục tại đây được xác định theo tiêu chuẩn lắp ghép và chế tạo Ta lấy dB= 25(mm)

59,5( )130( )210( )

- Theo phương X:

Lấy mômen tại A, ta có :

33 31

Từ biểu đồ ta thấy các mặt cắt nguy hiểm tại A, B, C, D Ta tiến hành xác định đường kính trục tại các mặt cắt

• Đuờng kính trục tại tiết diện j được tính theo công thức [2] :

3

d0,1[ ]

tdj j

M





Trong đó : [] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục,theo bảng 10.5 – Tr

195 [2] : thép 45 có  [] = 50 (MPa); M tdj là tổng mômen tương đương tại tiết diện đang tính

C

Tại vị trí C lắp bánh răng Lấy dc= 48(mm)

+ Tại tiết diện D :

D

Tại D lắp khớp nối nên ta lấy đường kính theo tiêu chuẩn : dD = 40(mm)

+ Xác định đường kính tại 2 ổ lăn A, B :

Mômen tai A bằng không nên ta tính đường kính trục tai A theo B

B

Theo tiêu chuẩn lắp ghép và chế tạo Ta lấy dA=dB= 45(mm)

- Khi xác định đường kính trục, ta chưa xét đến một số ảnh hưởng của độ bền mỏi trục như đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt.Vì vậy cần kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố trên

- Để trục được đảm bảo an toàn về độ bền mỏi thì hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm phải thoả mãn điều kiện [2]:

  s s

s

s s s

j j

j j

+

=

2 2