MỤC LỤC

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU.

PHẦN 1. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.

1.1. Công suất cần thiết .

1.2. Phân phối tỉ số truyền cho hệ thống. 

1.3. Chọn động cơ. 

1.4.  Phân phối lại tỷ số truyền cho hệ thống.

1.5. Công suất động cơ ở trên các trục.

1.6. Tốc độ quay trên các trục.

1.7. Tính moment xoắn trên trục.

PHẦN 2. THIẾT KẾ  BỘ TRUYẾN ĐAI THANG..

2.1. Chọn loại đai 

2.2. Xác định thông số hình học chủ yếu của bộ truyền đai 

2.3. Chọn khoảng cách trục a. 

2.4. Tính chiều dài sơ bộ theo khoảng cách trục a. 

2.5. Xác định chính xác khoảng cách trục a theo L = 2500 mm..

2.6. Kiểm nghiệm góc ôm..

2.7. Xác định số đai cần thiết .

2.8. Định kích thước chủ yếu của bánh đai.

2.9. Lực căng ban đầu. 

PHẦN 3. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.

3.1. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh.

3.2. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm.

PHẦN 4. TÍNH TOÁN TRỤC.

4.1. Chọn vật liệu cho trục.

4.2. Xác định sơ bộ đường kính trục.

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

4.4. Tính gần đúng trục.

PHẦN 5. TÍNH THEN.

5.1. Tính then lắp trên trục I.

5.2. Tính toán then trên trục II.

5.3. Tính then lắp trên trục III.

PHẦN 6.THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC.

6.1. Chọn ổ lăn.

6.2. Dung sai và lắp ghép bánh răng.

6.3. Dung sai lắp ghép ổ lăn.

6.4. Dung sai khi lắp vòng chắn dầu.

6.5. Dung sai khi lắp vòng lò xo (bạc chắn) trên trục tuỳ động.

6.6. Dung sai lắp ghép then lên trục.

6.7. Cố định trục theo phương pháp dọc trục.

6.8. Che kín ổ lăn.

6.9. Bôi trơn ổ lăn.

PHẦN 7. CẤU TẠO VỎ HỘP GIẢM TỐC.

PHẦN 8. NỐI TRỤC.

PHẦN 9. BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC.

PHẦN 10.CÁC CHI TIẾT PHỤ.

10.1. Vòng chắn dầu.

10.2. Chốt định vị.

10.3. Nắp quan sát.

10.4. Nút thông hơi .

10.5 Nút tháo dầu.

10.6. Que thăm dầu.

TÀI LIỆU THAM KHẢO.

LỜI NÓI ĐẦU

     Trong sự nghiệp đổi mới của đất nước, tầm quan trọng của ngành Cơ Khí nói chung và ngành Công Nghệ Chế Tạo Máy nói riêng, giữ vai trò then chốt trong công cuộc Công Nghệp Hóa và Hiện Đại Hóa đất nước. Trong bối cảnh đất nước đang gia nhập WTO thì điều này lại càng khẳng định.

     Môn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các thiết bị phục vụ cho các máy móc ngành công - nông nghiệp và giao thông vận tải...

     Đồ án môn học Chi Tiết Máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lí thuyết với thực nghiệm. Lí thuyết tính toán các chi tiết máy được xây dựng trên cơ sở những kiến thức về toán học, vật lí, cơ học lí thuyết, nguyên lý máy, sức bền vật liệu…, được chứng minh và hoàn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất.

     Đồ án môn học chi tiết máy là một trong các đồ án có tầm quan trọng nhất đối với một sinh viên khoa Cơ Khí. Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết có công dụng chung, nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết kế các chi tiết máy, làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này.

     Đây là đầu tiên của em đồ án, nên sẽ không tránh khỏi những sai sót, em mong nhận được sự góp ý và chỉ bảo thêm các quý thầy cô và các bạn.

     Đồ án này sẽ không được hoàn thành nếu không có sự trao đổi, đóng góp những ý kiến quý báu của các bạn trong lớp, đặc biệt là sự giúp đỡ của thầyDiệp Bảo Trí. Qua đây em cũng xin gửi lời cảm ơn sâu sắc đến các bạn, thầy ......................, đã tận tình giúp đỡ nhóm em hoàn thành đồ án này.

                                         Sinh viên thực hiện

                                        ……………....…..

 PHẦN 1.  CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1. Công suất cần thiết

Do tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có:

Hiệu suất truyền động chung của hệ thống:

Theo (bảng 2.3) tài liệu [2] trang 19, ta có:

Với:    : Hiệu suất bộ truyền đai.

           : Hiệu suất nối đàn hồi.

           : Hiệu suất một cặp ổ lăn.

           : Hiệu suất bộ truyền bánh răng.

 Suy ra: 

Vậy công suất cần thiết của động cơ:

1.2. Phân phối tỉ số truyền cho hệ thống

Chọn tỉ số truyền sơ bộ:

Theo bảng 2.4 tài liệu [2] trang 21.

 Ta chọn: Đai thang:

  Hộp giảm tốc hai cấp:

Nên tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống là:

Số vòng quay sơ bộ của động cơ là:

1.3. Chọn động cơ

Động cơ chọn làm việc ở chế độ dài với phụ tải thay đổi nên động cơ phải chọn có P_đc  P_ct = 6,63 (kw).

Theo bảng (P1.1) tài liệu [2] trang 234. Ta chọn động cơ có số liệu 4A132S4Y3 có thông số kỹ thuật.

            + Công suất định mức:  P_đc = 7,5 (KW).

            + Số vòng quay:  n_đc = 1455 (vg/ph).

            + Hiệu suất của động cơ:         

1.4. Phân phối lại tỷ số truyền cho hệ thống

         Tỉ số truyền thực:

         Chọn tỉ số truyền đai:

         Vậy tỷ số truyền của hộp giảm tốc là:

 Gọi  : là tỷ số truyền bánh răng cấp nhanh.

            : là tỷ số truền của bánh răng cấp chậm.

Với điều kiện:                                    

Vậy phân phối tỷ số truyền như sau:

            Tỷ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc: u_n = 3,61

            Tỷ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc: u_c = 2,58

            Tỷ số truyền của bộ truyền đai: u_đ = 3

1.5.Công suất động cơ ở trên các trục:

- Công suất động cơ của trục I (trục dẫn) là:

- Công suất động cơ của trục trục II là:

- Công suất động cơ của trục III là:

- Công suất động cơ trên trục công tác là:

1.6. Tốc độ quay trên các trục

- Tốc độ quay trên trục I là: 

- Tốc độ quay trên trục II là: 

- Tốc độ quay trên trục III là: 

- Tốc độ quay trên trục IV là: 

1.7. Tính moment xoắn trên trục

         Theo công thức sau:

Trong đó: : Công suất (kw)

            : Số vòng quay (vòng/phút)

        + Moment xoắn trên trục động cơ là:

        + Moment xoắn trên trục I là:

Moment xoắn trên trục II là :

       + Moment xoắn trên trục III là :

       + Moment xoắn trên trục công tác là:

Bảng 1:

 PHẦN 2.   THIẾT KẾ  BỘ TRUYẾN ĐAI THANG

2.1. Chọn loại đai

Thiết kế bộ truyền đai cần xác định loại đai, kích thước đai và bánh đai, khoảng cách trục A, chiều dài L và lực tác dụng lên trục.

            Do công suất động cơ P_đc = 7,5 Kw và i_đ = 3< 10 và yêu cầu làm việc êm nên ta có thể chọn đai hình thang.

            Ta nên chọn loại đai làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có thể làm việc trong môi trường ẩm ướt (vải cao su ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ và độ ẩm), lại có sức bền và độ đàn hồi cao. Đai vải cao su thích hợp ở các truyền động có vận tốc cao, công suất truyền động nhỏ.

         Dựa vào công suất P_đc = 7,5(Kw) và số vòng quay n = 1455 (vg/ph). Tra theo (hình 4.22) tài liệu [2] trang 152 ta chọn: Đai thang loại B, được làm từ vật liệu tổng hợp.

Các thông số đai hình thang thường loại:

Kích thước mặt cắt ngang của dây đai

2.2.                        Xác định thông số hình học chủ yếu của bộ truyền đai

2.2.1.   Xác định đường kính bánh đai nhỏ d₁

         Ta có:

Theo tiêu chuẩn chọn:

Vận tốc dài của đai:

Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc cho phép:  nên thỏa điều kiện.

2.2.2.    Xác định đường kính bánh đai lớn d₂

Theo công thức (4-2) tài liệu [2] trang 53 ta có đường kính bánh đai lớn:

                                    d₂ = u_đ.d₁/(1- )

Trong đó:u_đ : tỉ số bộ truyền đai.

            : hệ số trượt của bộ truyền đai thang lấy  = 0,01.

            d₂ = 3.180/(1- 0,01) = 534,6 (mm)  chọn:   d₂ = 560(mm)        

- Xác định lại tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là:              

- Sai số của bộ truyền là:  

            Sai số  trong phạm vi cho phép (3 5)%

2.3.                        Chọn khoảng cách trục a

Theo điều kiện: 0,55(d₁ + d₂) + h  a  2.(d₁ + d₂)

                                           0,55.(180+560) +10,5  a  2.(180+560)

                                           417,5(mm)  a  1480(mm)

Ta có thể chọn sơ bộ a =d₂=560 (mm)

2.4.                        Tính chiều dài sơ bộ theo khoảng cách trục a

Theo tài liệu [1] trang 128 lấy L = 2500 (mm)

Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây:                                  

2.5.                        Xác định chính xác khoảng cách trục a theo L = 2500 mm

Trong đó:

Kiểm tra điều kiện: 417,5  640,63  1480 mm (thỏa mãn điều kiện)

Khoảng cách nhỏ nhất mắc đai:

            a_min = a – 0,015L = 640,63 – 0,015.2500 = 603,13 (mm)

            Khoảng cách lớn nhất để tạo lực căng:

            a_max = a + 0,03L = 640,63 + 0,03.2500 = 715,63 (mm)

2.6.                        Kiểm nghiệm góc ôm

(thỏa mản)

2.7.                        Xác định số đai cần thiết

Số đai được xác định theo điều kiện tránh xa trượt trơn giữa đai và bánh đai.

            Số dây đai được xác định theo công thức:

            - Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai:

            - Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc:

- Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng: C_r = 0,85

- Hệ số xét đến ảnh hưởng đến tỷ số truyền u

C_u = 1,14 vì u = 3,114 > 2,5

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài

- Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai C_zta chọn sơ bộ bằng 1

- Theo bảng (4.19) tài liệu [2] trang 62 ta chọn [P₀] = 4,61 (kw)

            Vậy ta chọn Z = 2 (dây đai)

2.8.                        Định kích thước chủ yếu của bánh đai

        -   Chiều rộng bánh đai:

Theo công thức (4.17) tài liệu [2] trang 63:

Theo bảng (4.21) tài liệu [2] trang 63 ta có: t = 19, e = 12,5, y₀ = 4,2

-         Đường kính ngoài của bánh đai:

+ Với bánh dẫn: d_a1 = d₁ + 2y₀ = 180 +  2.4= 188 (mm)

+ Với bánh bị dẫn: d_a2 = d₂ + 2y₀ = 560 + 2.4= 568 (mm)

2.9.                        Lực căng ban đầu

F₀ = A.  = Z.A₁.  = 2.138.1,5 = 414 (N)

Trong đó:  = 1,5 N/mm²  ứng suất ban đầu.

                        A₁ = 138 mm² là tiết diện của dây đai.

            Lực căng mỗi dây đai:

Lực tác dụng lên trục:

Bảng 2 : Các thông số bộ truyền đai

 PHẦN 3.                 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Nếu bộ truyền kín (hộp giảm tốc) được bôi trơn tốt thì dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng và ta tiến hành tính toán thiết kế theo ứng suất tiếp xúc.

3.1.                        Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

Moment xoắn trên trục của bánh dẫn T₁ = 122870,1 N.mm. Tỷ số truyền u = 3,61. Số vòng quay n = 485 vg/ph.

3.1.1.    Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện:

Do hộp giảm tốc 2 cấp chịu tải trọng trung bình nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350. Đồng thời khả năng chạy mòn của răng chọn độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng (25  50)HB.

            HB₁ = HB₂ + (25  50)HB

+ Bánh răng trụ răng ngiêng nhỏ thép 45 thường hóa, bảng (3-8) tài liệu [3] trang 40 ta có các thông số của thép như sau:

-         Giới hạn bền kéo:

-         Giới hạn chảy:

-         Độ rắn: HB = 170 220 chọn HB₁ = 200

(giả thiết đường kính phôi dưới 100 mm)

+ Bánh răng trụ răng ngiêng lớn thép 35 thường hóa, bảng (3-8) tài liệu [3] trang 40 ta có các thông số của thép như sau:

-         Giới hạn bền kéo:

-         Giới hạn chảy:

-         Độ rắn: HB = 140  190 chọn HB₂ = 170

(giả thiết đường kính phôi 100 300 mm)

Vói cả hai bánh răng nhỏ và bánh răng lớn ta chọn phôi là phôi rèn.

3.1.2.   Số chu kỳ làm việc cơ sở:

(chu kỳ)

(chu kỳ)

N_FO1 = N_FO2 = 5.10⁶ (chu kỳ)

3.1.3.   Số chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:

Trong đó: ; với L_h = 300.7.2.8 = 33600 (h)

Từ đây suy ra:

(chu kỳ)

(chu kỳ)

Tương tự:

(chu kỳ)

(chu kỳ)

Vì: ; ; ; cho nên

3.1.4.   Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau:

và:

3.1.5.   Ứng suất tiếp xúc cho phép:

khi tôi cải thiện s_H = 1,1 do đó:

; 

Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán

3.1.6.   Ứng suất uốn cho phép:

chọn s_F = 1,75

Ta có: ; 

3.1.7.   Tính hệ số :

Tra bảng (6.15) tài liệu [1] trang 231 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên , chọn =0,3 theo tiêu chuẩn. Khi đó:

Theo bảng (6.4) tài liệu [1] trang 209 ta chọn:

;

3.1.8.   Khoảng cách trục:

Trong đó:

Theo tiêu chuẩn, ta chọn

3.1.9.    Môđun răng:

theo công thức (6.68) tài liệu [1] trang 232.

Theo tiêu chuẩn, ta chọn m_n = 4 (mm).

3.1.10.                      Từ điều kiện

suy ra:

Ta chọn: (răng), suy ra số răng bánh bị dẫn: (răng)

Góc nghiêng răng:

Đường kính vòng chia:

d₁= z₁.m = 21.4 = 84 (mm)

d₂= z₂.m= 76.4 = 304(mm)

Đường kính vòng đỉnh:

d_a1=d₁+2m= 84 + 2.4 = 92(mm)

d_a2=d₂+2m= 304 + 2.4 = 312(mm)

Chiều rộng vành răng:

b₂= .a= 0,3.200= 60 (mm)

b₁=b₂+5= 60 +5= 65(mm)

Đường kính vòng chân:

d_f1=d₁- 2,5m=84 - 2,5.4= 74(mm)

d_f2=d₂- 2,5m=304 - 2,5.4= 294(mm)

Chiều cao răng:       

Độ hở hướng tâm:    

3.1.11.                      Lực tác dụng lên trục:

            Lực vòng:     

            Lực hướng tâm:

            Lực dọc trục 

Bảng 3:  Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

3.2.                        Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm.

Moment xoắn trên trục của bánh dẫn T₂ = 404462,2 N.mm. Tỷ số truyền u = 2,58. Số vòng quay n = 134,35 vg/ph.

3.2.1.   Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện:

+ Bánh răng nhỏ thép 45 thường hóa tra bảng (3-8) tài liệu [3] trang 40 ta có các thông số của thép như sau:

-           Giới hạn bền kéo:

-           Giới hạn chảy:

-           Độ rắn: HB = 170 220 (chọn HB₃ = 180)

(giả thiết đường kính phôi dưới 100 300 mm)

+ Bánh răng lớn thép 35 thường hóa. Tra bảng (3-8) tài liệu [3] trang 40 ta có các thông số của thép như sau:

-           Giới hạn bền kéo:

-           Giới hạn chảy:

-           Độ rắn: HB = 140  190 (chọn HB₄ = 160)

(giả thiết đường kính phôi 300 500 mm)

Với cả hai bánh răng lớn và bánh răng nhỏ ta chọn phôi là phôi rèn.

3.2.2.   Số chu kỳ làm việc cơ sở:

(chu kỳ)

(chu kỳ)

N_FO3 = N_FO4 = 5.10⁶ (chu kỳ)

3.2.3.   Số chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:

Trong đó: ; với L_h = 300.7.2.8 = 33600 (h)

Từ đây suy ra:

(chu kỳ)

(chu kỳ)

Tương tự:

(chu kỳ)

(chu kỳ)

Vì: ; ; ; cho nên

3.2.4.   Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau:

và:

3.2.5.   Ứng suất tiếp xúc cho phép:

khi tôi cải thiện s_H = 1,1 do đó:

; 

Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán

3.2.6.    Ứng suất uốn cho phép:

chọn s_F = 1,75.

Ta có ; 

3.2.7.   Tính hệ số :

Tra bảng (6.15) tài liệu [1] trang 231 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên , chọn =0,4 theo tiêu chuẩn. Khi đó:

Theo bảng (6.4) tài liệu [1] trang 209 ta chọn:

;

3.2.8.   Khoảng cách trục:

Theo tiêu chuẩn, ta chọn

3.2.9.   Môđun răng:

theo công thức(6.68)tài liệu [1] trang 232.

Theo tiêu chuẩn, ta chọn m_n = 4 (mm)

3.2.10.                      Tính bánh răng:

Tổng số răng: (răng)

Số bánh răng dẫn:  (răng)

z₃ = 44 (răng)

 z₄ = 158 - 44 = 114 (răng)

3.2.11.                      Tỷ số truyền sau khi chọn số răng:

3.2.12.                      Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:

Đường kính vòng chia:

(mm)

  (mm)

Đường kính vòng đỉnh:

(mm)

  (mm)

Khoảng cách trục: (mm)

Chiều rộng vành răng:

(mm)

(mm)

3.2.13.                      Vân tốc vòng bánh răng:

(m/s)

3.2.14.                      Theo bảng (6.3) tài liệu [1] trang 204 ta chọn cấp chính xác 9 với .

3.2.15.                      Hệ số tải trọng động theo bảng (6.5) tài liệu [1] trang 211 ta chọn:

K_HV = 1,08;  K_FV = 1,1

3.2.16.                      Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

, do đó điều kiện bền tiếp xúc được thỏa.

3.2.17.                      Hệ số dạng răng Y_F:

Đối với bánh dẫn:

Đối với bị bánh dẫn:

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn):

Bánh dẫn: 

Bánh bị dẫn: 

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

3.2.18.                      Ứng suất uốn tính toán:

do đó độ bền uốn được thỏa.

3.2.19.                      Tính lực tác dụng lên trục :

Lực vòng :    

Lực hướng tâm :

Bảng 4 :  Các thông số của bánh răng trụ răng thẳng

 PHẦN 4.                 TÍNH TOÁN TRỤC

4.1.                        Chọn vật liệu cho trục:

            Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, ít tập trung ứng suất, có thể nhiệt luyện được và dễ gia công. Thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Vì hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên ta chọn loại thép 45 (thường hóa) có giới hạn bền : , ứng suất xoắn cho phép  ta chọn .

4.2.                        Xác định sơ bộ đường kính trục :

Đối với trục I: (mm)

Đối với trục II: (mm)

Đối với trục III: (mm)

Do đó đường kính sơ bộ các trục sẽ là :

d_I = 35 (mm);  d_II = 50 (mm);  d_III = 65 (mm)

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 điểm đặt lực:

 Ta lấy trị số d_II = 50 (mm) chọn loại bi cở trung bình. Tra trong bảng (14P) tài liệu [3]trang 339 ta có chiều rộng của ổ: b₀ = 27 (mm).

4.4.                        Tính gần đúng trục

Trục II : Xác định khoảng cách từ trục trung gian theo bảng (10.4) tài liệu [2] trang 191.

l₂₂=0,5(l_m22+b₀) + k₁+ k₂

l₂₃= l₂₂+0,5(l_m22+ l_m23)+ k₁

l₂₄=2l₂₃- l₂₂;l₂₁=2l₂₃

Trong đó các chiều dài mayơ ở bánh răng lắp trên trục II

l_m22= l_m24=(1,2…1,5).d₂

l_m22= l_m24= 1,4.50= 70 (mm)

Do đó ta có:

l₂₂= 0,5(70 + 27)+10+ 8 = 66,5 (mm)

l₂₃= 66,5+ 0,5(70 + 100)+10= 161,5(mm)

l₂₄= 2.161,5 – 66,5= 256,5 (mm)

l₂₁= 2.161,5 = 323 (mm)

Trục III:

l₃₂= l₂₃= 161,5(mm) ;     l₃₁= l₂₁= 323 (mm)

l₃₃= 2l₃₂+ l_c33(khoảng cách từ ct số 3 đến gối 0)

Mà l_c33= 0,5(l_m33+b₀)+ k₃+h_n

            = 0,5(130 + 27)+15+15= 108,5(mm)

l₃₃= 2.161,5 + 108,5= 431,5(mm)

Trục I:

l₁₁= l₂₁= 323 (mm)

l₁₃= l₂₂= 66,5(mm)

l₁₄= l₂₄= 256,5(mm)

l₁₂=0,5.(b₀+ l_m12)+ k₃+h_n= 0,5.(27 + 70)+ 15+15= 78,5 (mm)

Chiều dài mayơ nửa khớp nối đối với nối trục vòng đàn hồi theo công thức (10.13) tài liệu [2] trang 189.

l_m12 = (1,4…2,5).d₁ = 2.35 =70 (mm)

l_m23 = (1,4…2,5).d₂ = 2.50 = 100 (mm)

l_m33 = (1,4…2,5).d₃ = 2.65 = 130 (mm)

Theo bảng (10.3) tài liệu [2] trang 189 ta có:

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay.
chọn

Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp.
chọn

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ.
chọn

Chiều cao nắp ổ và chiều bulông
 lấy

Tính lực tác dụng lên trục I:

Sơ đồ phân bố lực trên trục I.

Các lực tác dụng lên trục I bao gồm: R_d­ = 792 (N); F_r1 = 1099,82 (N); F_a1 = 756,58 (N); F₁ = 2925,48 (N); d₁  = 84 (mm).

Tính lực tác dụng lên trục I:

-         Tính phản lực ở các gối trục          

-         Tính moment uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất:

+ ở tiết diện A – A:

+ ở tiết diện a – a:

Trong đó:                                          

+ ở tiết diện b – b:

Trong đó:                                          

Ø  Tính đường kính trục ở tiết diện A – A,  a – a và b – b theo công thức (10-17) tài liệu [2] trang 194 ta có:

-         Đường kính trục ở tiết diện A – A:

            Theo bảng (7-2) tài liệu [3] trang 119 ta chọn [ ] = 50 (N/mm²)

-         Đường kính trên trục ở tiết diện a – a :

-         Đường kính trên trục ở tiết diện b – b:                 

            Đường kính ở tiết diện A – A  lấy d_{A– A} =  30(mm), đường kính ở tiết diện

a – a ;b – b lấy d_{a – a}  = d_{b – b}  = 38(mm) lớn hơn giá trị tính vì trục có rãnh then.Chọn đường kính lắp ổ lăn d = 30(mm).

Ø  Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn:

Xét tại tiết diện (a – a) và (b – b):

Đường kính trục d_{a – a} =38(mm) tra bảng (7-3b) tài liệu [3] trang 122 ta có:

W = 4660 (mm³), W₀ = 10040 (mm³),  = 12  8

Trong đó: b: chiều rộng then (mm)

            h: chiều cao then (mm)      

            Có thể lấy gần đúng:

;   

Chọn hệ số  và  theo vật liệu đối với thép cácbon trung bình lấy  = 0,1;

 = 0,05;  hệ số  = 1

Theo bảng (7-4) tài liệu [3] trang 123 ta chọn:  = 0,85, và  = 0,73

Theo bảng (7-8) tài liệu [3] trang 127 ta chọn hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then:  = 1,49;  = 1,5.

Xét tỷ số : ;   

Vì do trục và then có độ dôi nên áp suất trên bề mặt lắp là p = 30 N/mm² tra theo bảng (7-10) tài liệu [3] trang 128. Ta lấy sai số không đáng kể khi tính về xoắn ta có :                                

Khi tính về xoắn, có thể xác định theo công thức:

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp:

với

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp:

với

Hệ số an toàn được tính theo công thức sau:

Như vậy tiết diện tại (a – a) và (b – b) đảm bảo độ an toàn cho phép.

Ø  Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột :

Khi quá tải đột ngột trục có thể bị gãy hoặc biến dạng dẻo quá lớn. Điều kiện đảm bảo trục làm việc bình thường:

trong đó :   

Tính lực tác dụng lên trục II:

Sơ đồ phân bố lực trên trục II

Các lực tác dụng lên trục II bao gồm : F_r2 = 1099,82 (N); F_a2 = 756,58 (N); F₂ = 2925,48 (N); F₃ = 11290,54 (N); F_r3 = 4109,42 (N); d₂ = 304 (mm); d₃ = 176 (mm).

Ø  Tính phản lực ở các gối trục:

-  Tính mômen uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất:

+ Tiết diện c – c:

+ Tiết diện d – d :

       + Tiết diện e – e:

Ø  Tính đường kính trục ở tiết diện c - c, d - d và e – e theo công thức (10-17) tài liệu [2] trang 194 ta có:

-         Tại tiết diện  c – c:

-         Tại tiết diện d – d :

-         Tại tiết diện e – e:

            Ở hai đoạn trục này đều có rãnh là rãnh then nên để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến, vì vậy đường kính trục ta chọn là : d_{c – c} = d_{e – e} = 60(mm)và d_{d – d}  = 95(mm), đường kính lắp ổ lăn d = 60(mm).

Ø  Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn:

Xét tại tiết diện (d – d):

Đường kính trục d_{d – d}=95(mm) tra bảng (7-3b) tài liệu [3] trang 122 ta có:

W = 75300 (mm³), W₀ = 159400 (mm³),  = 28  16

Trong đó: b: chiều rộng then (mm)

            h: chiều cao then (mm)      

            Có thể lấy gần đúng:                       

;   

Chọn hệ số  và  theo vật liệu đối với thép cácbon trung bình lấy  = 0,1;

 = 0,05;  hệ số  = 1

Theo bảng (7-4) tài liệu [3] trang 123.ta chọn:  = 0,7 và  = 0,59

Theo bảng (7-8) tài liệu [3] trang 127 ta chọn hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then:  = 1,49 và = 1,5.

Xét tỷ số: ;   

Vì do trục và then có độ dôi nên áp suất trên bề mặt lắp là p = 30 N/mm² tra bảng (7-10) tài liệu [3] trang 128. Ta lấy sai số không đáng kể khi tính về xoắn ta có:

Khi tính về xoắn, có thể xác định theo công thức:

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp:

với

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp:

với

Hệ số an toàn được tính theo công thức sau:

Như vậy tiết diện tại (d – d) đảm bảo độ an toàn cho phép.

Ø  Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột :

Khi quá tải đột ngột trục có thể bị gãy hoặc biến dạng dẻo quá lớn. Điều kiện đảm bảo trục làm việc bình thường:

trong đó :   

Tính lực tác dụng lên trục III:

Sơ đồ phân bố lực trên trục III.

Các lực tác dụng lên trục III bao gồm: F₄ = 11290,54(N); F_r4 = 4109,42(N) ; d₄ = 456 mm.

Ø  Tính phản lực các gối trục.

-         Tính moment uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất:

Ở tiết diện f – f :

Ø  Tính đường kính trục ở tiết diện f - f theo công thức (10-17) tài liệu [2] trang 194 ta có:

Ở hai đoạn trục này đều có rãnh là rãnh then nên để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến, vì vậy đường kính trục ta chọn là d_{f – f} = 65(mm), đường kính lắp ổ lăn d = 65 (mm).

Ø  Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn:

Xét tại tiết diện (f – f):

Đường kính trục d_{f – f}=65(mm) tra bảng (7-3b) tài liệu [3] trang 122 ta có:

W = 24300 (mm³), W₀ = 51200 (mm³),  = 20  12

Trong đó: b: chiều rộng then (mm)

            h: chiều cao then (mm)      

            Có thể lấy gần đúng:

;   

Chọn hệ số  và  theo vật liệu đối với thép cácbon trung bình lấy  = 0,1;

 = 0,05;  hệ số  = 1

Theo bảng (7-4) tài liệu [3] trang 123 ta chọn:  = 0,76 và  = 0,65

Theo bảng (7-8) tài liệu [3] trang 127 ta chọn hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then:  = 1,49 và = 1,5.

Xét tỷ số: