Tính toán thiết kế trục và độ bền

Theo bảng 6.7 Tài liệu [1] ta có : KFß=1,22 với v =4,22 m/s chọn cấp chính xác 8 KFα =1,27

Theo công thức 6.47 Tài liệu [1] ta có hệ số :

VF=σF . g0 . v . √a

uw1 =0,006.73.4,22 . √4,79160 =10,68 Trong đóó́:

+σ F =0,006 hệ số ảnh hưởng sai số ăn khớp tra bảng 6.15 Tài liệu [1]

+ g0=73

- Theo công thức 6.46 tai liêu [1] ta có:

KFV

Vậy K F=K Fβ KFα K FV =1,22.1,27.1,17=1,8 Hệ số dạng răng:

GVHD: NGUY N DANH SÊ ƠN

ĐỀ 4: PHƯƠNG ÁN 1 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY σF 2=63,3.3,6

=56,98(Mpa )≤ [σ F 2 ]=236,57 (Mpa )th ỏađi ề ukiệ n

Kiểm nghiệm răng vềề̀ quá tải

- Với hệ số quá tải :K =T max

= 1,8 T

=1,8

qt T T

+ T momen xoắó́n danh nghĩa

+ Tmax momen xoắó́n quá tải

Theo công thức 6.48 tài liệu [1] : ứng suất tiếp xúc cựự̣c đại

σ Hmax =σ H . √Kqt =390,06.√1,8=523,32 ( Mpa) ≤ [σ H ]max=1260(Mpa ) Theo công thức 6.49 tài liệu [1] : ứng suất uốn cựự̣c đại

σ F1 max=σ F1 . Kqt=63,3.1,8=113,95 ( Mpa) ≤[ σF1 ]max=464(Mpa )

σF2max=σ F2. Kqt=56,98.1,8=102,56 ( Mpa) ≤ [σF2 ]max=360 (Mpa)

Lực tác dụng lên trục

Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ta tính theo công thức : - Lựự̣c vòng :Ft 1=Ft 2=

- Lựự̣c hướng tâm :Fr 2=Fr 1=

- Lựự̣c dọc trục :Fa 1=Fa2 =Ft 1 . tgβ=2581,15. tg (100 80 )=461,32(N)

Bảng các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh : Thông số

GVHD: NGUY N DANH SÊ ƠN

ĐỀ 4: PHƯƠNG ÁN 1 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});

IV.2 Tính Toán Bộ Truyềề̀n Bánh Răng Trụ Răng Nghiêng Cấp Chậm IV.2.1.Chọn vật liệu:

Do bộ truyền cóó́ tải trọng trung bình, không cóó́ yêu cầu gì đặc biệt. Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau:

- Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắó́n HB241…285 + Giới hạn bền kéo : σb3 = 850Mpa

+ Giới hạn bền chảy : σch3 = 580Mpa

+ Độ rắó́n : HB3 = 250 HB (giả thiết đường kính phôi

dưới 60mm)

- Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắó́n HB192…240 + Giới hạn bền kéo : σb4 = 750Mpa

+ Giới hạn bền chảy : σch4 = 450Mpa

+ Độ rắó́n : HB4 = 235 HB (giả thiết đường kính phôi dưới 100mm)

IV.2.2.Xác định ứng suất cho phép với bộ truyềề̀n cấp nhanh

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:

NHE=

60 c ∑[(TTmaxi )3 ni ti]

Trong đóó́:

ni là tổng số giờ làm việc của bánh răng ở chế độ i Ti là moomen xoắó́n

Tmax là momen xoắó́n lớn nhất c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

LH tuổi thọ làm việc tính bằng giờ : LH = 8.300.8 = 19200 (giờ) NHE 3=60.1 .104,24∑[37 52 +(0,8)3. 15 52 ].19200=10,31.107 (chu kỳ ) NHE4 = NHE3 = 10,31.107 =3,53. 107 (chukỳ) U2 2,92

- Giới hạn bền mỏi tiếp xúc với số chu kỳ cơ sở của bánh răng :

NHO3=HB 32,4=30. 2502,4 =1,70.107 (c huk ỳ )

NHO 4=HB 42,4 =30.2352,4 =1,47. 107 ¿

Vì NHE1 ≥ NHO1 , NHE2 ≥ NHO2 cho nên khi tính toán ta lấy giá trị NHO1, NHO2

để tính toán KHL1 = KHL2 = KFL1 = 1 - Ứng suất uốn cho phép :

Vì bộ truyền làm việc với chế độ thay đổi nhiều bậc nên :

GVHD: NGUY N DANH SÊ ƠN

ĐỀ 4: PHƯƠNG ÁN 1 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

NFE=

60 c ∑[(TTmaxi )6 ni ti]

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn :

NFE 3=60.104,24 ∑[37

52 +(0,8)6 . 15 (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});

52 ].19200=9,45. 107 (chu kỳ) NFE4 =

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn: NFE0 = 5.106 (Chu kỳ ) Vì NHFE3 ≥ NFE3 , NHFE4 ≥ NFE4 nên ta chọn KFL1 = KFL2 = 1

Giới hạn mỏi uốn :

σ0Flim=1,8 HB

σ0Flim 3=1,8 HB 3=1,8.250=450(Mpa )

σ0Flim 4=1,8 HB 4=1,8.235=423(Mpa)

Giới hạn mỏi tiếp xúc:

σ0Hlim=2 HB +70

σ0Hlim 3=2 HB 3+70=2.250+70=570(Mpa)

σ0Hlim 4=2 HB 4+70=2.235+70=540 (Mpa)

- Ứng suất uốn cho phép:

với KFC = 1 (động cơ quay 1 chiều) SF = 1,75 tra bảng 6.2 tài liệu [1]

[σ F ]=σ0 Flim .SK FC . K HL F

[ σF3 ]=450.1,751.1 =257,14 Mpa ¿ [σF

4 ]=423.1,751.1 =241,71(Mpa)

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:

với SH = 1,1,KFL = 1 tra bảng 6.2 tài liệu [1]

[σH3

[σH4

ĐỀ 4: PHƯƠNG ÁN 1 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY =>[σ H ]=√[ σH 3 ] 2 +[ σ H 4 ] 2 =√518,182 +490,902 =504,72 (Mpa)

2 2

Bánh răng trụ răng trụ răng nghiêng:

[ σH3]≤[σH]≤1,25[σH3]

490,90 < 504,72 < 1,25.490,90 (thỏa điều kiện) - Ứng suất quá tải cho phép:

[ σH ]max=2,8 σ ch 4= 2,8.450 = 1260 (Mpa)

[ σ F 3 ]max❑=0,8 σ ch 3= 0,8.580 = 464 (Mpa)

[ σ F 4 ]max=0,8 σ ch 4 = 0,8.450 = 360 (Mpa)

IV.2.3. Xác định khoảng cách trục sơ bộ aw (sơ bộ)

Vì hộp giảm tốc đồng trục aw = 160 mm ,m = 2,5 mm

Do bánh răng nằm đối xứng ở các ổ trục nên ta cóó́ : Ψb a= 0,3÷0,5, chọn Ψba = 0,5 theo tiêu chuẩn. (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});

Ta cóó́ :Ψ bd =Ψ ba (u

2 +1

)= 0,5. ( 2,92+1) =0,98

2 2

Với Ψ bd =0,98 tra bảng 6.7/98 tài liệu [1] ta có : KHß = 1,11 ,KFß = 1,23

IV.2.4. Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạỤ̣o bánh răng

- Vận tốc của bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài được tính theo công thức 6.40 tài liệu [1]

V = π . dw1. n

2 =π .81,63 .104,4 =0,445 m/s

60000 60000

Trong đóó́ :

+ n2 số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn, n2 = 104,4 v/ph + dw2 đường kính vòng lăn dw 2= 2 aw

= 2.160

=81,63mm u2 +1 2,92+1 Với v = 0,445 m/s tra bảng 6.13 tài liệu [1] chọn cấp chính xác 9 với vận tốc giới hạn vgh = 4 m/s.

IV.2.5. Xác định các thông số ăn khớp của bánh răng

Modul răng m = (0,01÷0,02)aw = 1,6÷3,2 (mm) theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu [1] chon m = 2,5 (mm)

- Chọn sơ bộ góó́c nghiêng răng: ß = 100

GVHD: NGUY N DANH SÊ ƠN

ĐỀ 4: PHƯƠNG ÁN 1 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - Tổng số răng :Zt =Z3+Z4 =2 a w . cos (

10 0 )

=2.160 . cos (100 ) =126 (răng)

m2,5

- Số răng bánh dẫn :Z3 =2 a w . cos (10 0 ) =2.160 . cos (100 ) =32,15 (răng) chọn

m(u+1) 2,5(2,92+1)

Z3 = 32 (răng)

- Số răng bánh bị dẫn :Z4 = Zt-Z3 = 126-32 = 94 (răng)

- Tỷ số truyền thựự̣c tế sau khi chọn răng :

Sai số 0,6% thỏa mãn với điều kiện. - Tính chính xác góó́c nghiêng ß cos ( ß )= =>ß= 10080 d - Đường kính vòng chia : 3 d4= m. Z4 = 2,5.94 =238,72(mm ) cos (100 8) cos (100 8 ) - Đường kính vòng đỉnh :da 3=d3+2m=81,26+2.2,5=86,26(mm) da 4 =d4 +2m=238,72+2.2,5=243,72(mm) - Chiều rộng vành răng :bw4 = Ψba.aw = 0,5.160 = 80 (mm) bw3 = bw4+5 = 80+5 = 85 (mm)

IV.2.6. Kiểm răng vềề̀ độ bềề̀n tiếp xúc

σH = (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});

Trong đóó́ :

- ZM : hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp : ZM = 274Mpa1/3 tra bảng 6.5 tài liệu [1]

- ZH : hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc :ZH =√2cos (ßb)

GVHD: NGUY N DANH SÊ ƠN

ĐỀ 4: PHƯƠNG ÁN 1

αtw=arctg

ßb góó́c nghiêng của răng trên trụ cơ sở :

tg(βb )=cos (αt ).tg ( β )=cos (200 170 ). tg(100 80 )=90 310

=>Z =√ 2 cos(90 310)

=1,74

H sin (2 .200 170 )

-Zε hệ số kể đến sựự̣ trùù̀ng khớp của răng.

-ε β hệ số trùù̀ng khớp dọc :ε β = -ε α hệ số trùù̀ng khớp ngang : εα=(1,88−3,2[Z13 + Z14 ]. cos ( β )) ¿(1,88−3,2[321 + 941 ]. cos (100 80 ))=1,748 - Do ε β >1 nên ta cóó́ :Zε=√ε1α =√1,7481 =0,75 - KH hệ số tải trọng tĩnh về tiếp xúc : KH = KHß.KHα.KHV Trong đóó́ :

+ KHß = 1,11 hệ số kể đến sựự̣ phân bố không đều trên tải trọng vành răng.

+K Hα =1,05hệ đến sựự̣ phân bố không đều đôi răng tra bảng tài

liệu 6.23 tài liệu [1] chọn cấp chính xác 8.

+ KHV hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp :

KHV=1

- Theo công thức 6.42 tài liệu [1] ta cóó́ :

VH =σH . g0. v . √a

uw2 =0,002.73.0,445 . √2,92160 =0,48 (m/s )

Trong đóó́ :

GVHD: NGUY N DANH SÊ ƠN

ĐỀ 4: PHƯƠNG ÁN 1 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY + g0 = 73 hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước

răng bánh 1 và bánh 2. +v = 0,445 m/s vận tốc vòng của bánh răng. Vậy KH = KHß.K H α.KHV = 1,11.1,05.1,004 = 1,17 σH = ZM Z H Z ∈ √2T 2 K H (u 2 +1) =274.1,74 .0,75 . √2.331636,4 .1,17 . ( 2,92+ 1 ) =499,86 ( Mpa)< dw2bw .u281,6380.2,92

IV.2.7. Kiểm nghiệm độ bềề̀n uốn của răng

- Điều kiện bền uốn của răng :

σF3=

σF4=σF Y3YF4 ≤[σF4] F 3

Trong đóó́ : (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});

+ T2 momen xoắó́n trên bánh chủ động, T2 = 331636,4 N.mm

+ m modul pháp, m = 2,5 mm

+ bw chiều rộng vành răng :bw=Ψ ba . aw=0,5.160=80 mm

+ dw2 đường kính vòng lăn bánh chủ động, dw2 = 81,63 mm

+ hệ số kể đến sựự̣ trùù̀ng khớp của răng : + hệ số kể đến độ nghiêng của răng :

Yβ=1− β0

=1−10080

=0,927

140140

+ YF3,YF4 hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2.

- Xác định số răng tương đương :

ZV 3=

V 4

Theo bảng 6.7 tài liệu [1], KFß=1,22 với v = 4,22 m/s chọn cấp chính xác 8

KF α=1,27

Theo công thức 6.47 tài liệu [1], hệ số

ĐỀ 4: PHƯƠNG ÁN 1 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

VF=σF . g0 . v . √a

uw2 =0,006.73.0,445 . √2,92160 =1,44 m/s Trong đóó́:

+σ F =0,006 hệ số ảnh hưởng sai số ăn khớp tra bảng 6.15

+ g0 = 73

- Theo công thức 6.46 tài liệu [1] :

K FV=1+

Vậy K F=K Fβ KFα K FV =1,23.1,22.1,009=1,5

Hệ số dạng răng:bánh dẫn YF3 = 4, bánh bị dẫn YF4 = 3,6

σF 3=2.331636,4 .1,5 .0,57 .0,927 .4

=128,80 (Mpa )≤ [σF3 ]=257,14 (Mpa )th ỏađi ề ukiệ n

80.81,63.2,5 (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});

σF 4= 128,80.3,6

=115,92 (Mpa )≤ [σ F 4 ]=241,71 (Mpa)thỏ ađiề uki ệ n

Kiểm nghiệm răng vềề̀ quá tải

- Với hệ số quá tải :K =T max

= 1,8 T

=1,8

qt T T

+ T momen xoắó́n danh nghĩa + Tmax momen xoắó́n quá tải

Theo công thức 6.48 tài liệu [1]: ứng suất tiếp xúc cựự̣c đại

σ Hmax =σ H . √ Kqt =499,86. √1,8=670,63 ( Mpa) ≤[ σH ]max=1260(Mpa) Theo công thức 6.49 tài liệu [1]: ứng suất uốn cựự̣c đại

σ F3 max=σ F 3 . Kqt =128,80.1,8=231,84 ( Mpa )≤ [σ F 3 ]max=464 (Mpa)

σF4max =σF4. Kqt =115,92.1,8=208,65 ( Mpa) ≤ [σF4 ]max=360(Mpa)

Lực tác dụng lên trục

Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ta tính theo công thức : - Lựự̣c vòng :Ft 3=Ft 4 =

- Lựự̣c hướng tâm :Fr 3=Fr 4 =

ĐỀ 4: PHƯƠNG ÁN 1 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - Lựự̣c dọc trục :Fa 3=Fa4=Ft 3 . tgβ=8125,35. tg (100 80 )=1452,22(N )

GVHD: NGUY N DANH SÊ ƠN

ĐỀ 4: PHƯƠNG ÁN 1 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

CHƯƠNG V: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤỤ̣C V.1. Chọn vật liệu cho trục

Vật liệu làm trục phải cóó́ độ bền cao, ít tập trung ứng suất, cóó́ thể nhiệt luyện được và gia công. Thép hợp kim là vật liệu chủ yếu để làm trục.Vì hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên ta chọn thép C45 thường hóó́a cóó́ giới hạn bền:σ b=

600(

mNm2

) .

V.2. Tính toán thiết kế trục và độ bềề̀n V.2.1 Tính đường kính sơ bộ của trục

Theo công thức 10.9/188 tài liệu [1]:

Trong đóó́: + d: đường kính sơ bộ của trục (mm) + T: mô men xoắó́n (N.mm)

+ [τ ]=20 Mpa: ứng suất cho phép với vật liệu thép C45 cóó́ giá trị từù̀ (15-30) Mpa

V.2.1.1 Trục I

Dữ liệu : T1 = 71330,2 N.mm,[τ ]=20 Mpa (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});

d1≥

Theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 38 (mm)

V.2.1.2 Trục II

Dữ liệu : T2 = 331636,6 N.mm,[τ ]=20 Mpa

d2≥

Theo tiêu chuẩn ta chọn d2=50 (mm)

V.2.1.3 Trục III

d3≥

Theo tiêu chuẩn ta chọn d3 = 60 (mm) GVHD: NGUY N DANH SÊ ƠN

ĐỀ 4: PHƯƠNG ÁN 1 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Theo bảng 10.2/189 tài liệu [1] ta cóó́ chiều rộng ổ lăn ở các trục là :

d1=38 (mm )=¿bo 1 =23(mm)

d2=50 (mm )=¿bo 2 =27(mm)

d3=60( mm)=¿bo 3=31(mm)

V.2.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

- Chiều dài may ơ đĩa xích ,bánh răng trụ theo công thức 10.10 tài liệu [1]

lm=(1,2 ÷ 1,5) d lm 1=(1,2 ÷1,5 )d1=(1,2 ÷ 1,5)38=(45.6 ÷ 57) mm Chọn lm1 = 50 (mm) lm 2=(1,2 ÷1,5 )d2=(1,2 ÷ 1,5)50=(60 ÷ 75) mm Chọn lm2 = 70 (mm) lm 3=(1,2 ÷ 1,5) d3 =(1,2÷ 1,5) 60=(72 ÷ 90) mm Chọn lm3 = 80 (mm)

- Khoảng cách từù̀ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay :k 1=8 … .15(mm) chọn k1 = 10 mm.

- Khoảng cách từù̀ mặt nút ổ đến thành trong của hộp(lấy giá trị nhỏ khi bôi

GVHD:trơnNGUY NÊ ổbằng dầuDANHtrongS hộp giảm tốc) :k 402=8 ….15(mm) chọn k2 = 10 mm.

ƠN

ĐỀ 4: PHƯƠNG ÁN 1 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - Khoảng cách từù̀ mặt nút chi tiết quay đến nắó́p ổ đỡ :k 3=10 … 20(mm) chọn k3 = 15 mm.

- Chiều cao nắó́p ổ và chiều bulong :hn=15 … .20(mm) chọn hn = 15 mm.

Trục I :

Theo công thức 10.14/190 tài liệu [1] :

l12=−lc 12=0,5 (lm 12+bo 1 )+k3 +hn=0,5 (60+23)+15+15=71,5 mm .

Với lm12 = (1,4÷2,5)d1 = (42÷75) chọn lm12 = 60 mm.

+ lo = 25 mm chiều dài may ơ nửa khớp nối đối với trục đàn hồi. + l13 = 0,5(lm13+bo)+k1+k2 = 0,5(69+23)+10+10 = 66 mm.

Trong đóó́: lm13 = (1,2÷1,5)d1 = (36÷45)mm nhưng do chiều rộng vành răng bw1 = 69mm => lm13 = bw1 = 69 mm. +l11 = 2l13 = 2.66 = 132 mm. Trục III: + l32 = 0,5(lm32+bo)+k1+k2 = 0,5(80+31)+10+10 = 75,5 mm. + lm32 = (1,2÷1,5)d3 = (66÷82,5)mm chọn lm32 = 80 mm. + l31 = 2l32 = 2.75,5 = 151 mm. +lc 33=0,5 (lm32+bo )+k 3+hn=0,5 (80+31)+15+15=85,5,5 mm . + l33 = l31+lc33 = 151+85,5 = 236,5 mm. Trục II: + l22 = 0,5(lm22+bo)+k1+k2 = 0,5(64+27)+10+10 = 65,5 mm. Ta cóó́: +b0 = 27 mm. +lm22 = (1,2÷1,5)d2 = (54÷67,5)mm chọn lm22 = 64 mm. + l23 = l11+l32+k1+bo = 132+75,5+10+27 = 244,5 mm. + l21 = l23+l32=244,5+75,5 = 320 mm.

V.2.3 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyềề̀n V.2.3.1 Bộ truyềề̀n cặp bánh răng cấp nhanh (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});

- Lựự̣c vòng :Ft 1=Ft 2=

GVHD: NGUY N DANH SÊ ƠN

ĐỀ 4: PHƯƠNG ÁN 1

- Lựự̣c hướng tâm :Fr 2=Fr 1=

- Lựự̣c dọc trục :Fa 1=Fa2 =Ft 1 . tgβ=2581,15. tg (100 80 )=461,32(N) V.2.3.2 Bộ truyềề̀n cặp bánh răng cấp chậm - Lựự̣c vòng :Ft3=Ft 4 = 2.T2 =2.331636,4 =8125,35(N ) d81,63w2

- Lựự̣c hướng tâm :Fr 3=Fr 4

- Lựự̣c dọc trục :Fa3=Fa 4=Ft 3. tgβ=8125,35. tg (100 80 )=1452,22(N

- Lựự̣c do bộ truyền ngoài (truyền xích): Fx = Frx = 6591,57 N.

- Lựự̣c do nối trục gây ra: Fnt = (0,2÷0,3)

2T đc=(0,2÷ 0,3) 2.72051

=288,204 ÷ 432,306 N

D0 100

(N )

)

Trong đóó́ D0 = 100 mm tra bảng phụ lục 11.6/423 tài liệu [5] Chọn Fnt = 432 N

Sơ đồ như hình bên dưới:

ĐỀ 4: PHƯƠNG ÁN 1 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

V.2.4 Xác định lực tác dụng lên trục ,đường kính các đoạỤ̣n trục V.2.4.1 Trục I

M1= Fa 1. d

1 = 461,32.55,87 =12886,9 N .mm

Trong đóó́: + M1: momen xoắó́n trục I

+ d1 = 55,27 mm đường kính vòng chia. Sơ đồ như hình : F nt D 30888 - Xác định lựự̣c:

GVHD: NGUY N DANH SÊ ƠN

ĐỀ 4: PHƯƠNG ÁN 1 + F ∑ x + F ∑ y + M ∑ + M ∑ ¿>R Ax=624,58 N ¿>R Ay=379,54 N ¿>RBx =1524,58 N ¿>RBy=574,8 N

- Mô men tại các điểm nguy hiểm:

Mj=√M yj 2+M xj2

M tdj=√M j2+0,75Tj2

+ Ở tiết diện C-C:

MtdC=√37936,542 +0,75.71330,22+100622,32=124016,2(N . mm) (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});

+ Ở tiết diện A-A:

MtdA=√308882 +0,75.71330,22=69065,7(N . mm)

+ Ở tiết diện D-D:

MtdD=√0,75.71330,22=61773,8(N . mm)

+ Ở tiết diện B-B:

MtdB=0(N . mm)

- Tính đường kính cuả trục tại các tiết diện:

d ≥

GVHD: NGUY N DANH SÊ ƠN

ĐỀ 4: PHƯƠNG ÁN 1 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

+ Đường kính tại tiết diện C-C :

dC≥ √3 124016,2

0,1.63=27,00(mm)

+ Đường kính tại tiết diện A-A :

dA≥ √3 69065,7

0,1.63 =22,21(mm)

+ Đường kính tại tiết diện D-D :

dD≥√3 61773,8

0,1.63 =21,4(mm)

Tuy nhiên do trục nối với động cơ 4A132M4Y3 cóó́ đường kính 38 mm nên ta chọn dD = (0,8÷1,2)dđc = 38 mm

Do đóó́ theo kết cấu ta chọn:

dD = 38 mm, dA = dB = 45 mm, dC = 50 mm V.2.4.2 Trục II M2= Fa 2. d 2 = 461,32.264,11 =60919,6 N .mm 22 M3= Fa 3. d 3 = 1452,22.81,26 =59003,7 N . mm 22

Trong đóó́: +M2,M3: momen xoắó́n trục II +d2 = 264,11 mm.

+d3 = 81,26 mm

Sơ đồ như hình :

GVHD: NGUY N DANH SÊ ƠN

ĐỀ 4: PHƯƠNG ÁN 1 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Fa2 RAy Fr2 A RAx Ft2 Ft3 C 35614,3 Fa3 Fr3 D R Bx 128597,64 RBy z x Mx y My 428847,22 331636,4 T - Xác định lựự̣c:

Mục lục