Đồ án chi tiết máy thiết kế trạm dẫn động xích tải

Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (809.88 KB, 74 trang )

Trang 1<div class="page_container" data-page="1">

MỤC LỤC

LỜI NĨI ĐẦU...4

CHƯƠNG 1: TÍNH TỐN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ...6

1.1. Tính chọn động cơ...6

1.1.1. Xác định tải trọng tương đương...6

1.1.2. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ...7

1.2. Phân phối tỷ số truyền...8

1.3 Tính tốn các thơng số trên trục...9

1.3.1 Tính cơng suất trên các trục...9

1.3.2. Tính số vịng quay các trục...9

1.3.3. Tính mơmen xoắn trên các trục...9

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG...11

2.1.5 Tính tốn kiểm nghiệm xích về độ bền...13

2.1.6 Các thơng số của đĩa xích...14

2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh (Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)...16

2.2.1. Chọn vật liệu...16

2.2.2 Xác định ứng suất cho phép...16

2.2.3. Tính tốn bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng...19

2.2.4. Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ -răng nghiêng...21

2.2.5. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp nhanh...24

2.3. Tính toán bộ truyền bánh răng cấp chậm (Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)...25

</div>Trang 2<div class="page_container" data-page="2">

2.3.1. Chọn vật liệu...25

2.3.2. Khoảng cách sơ bộ trục...26

2.3.3. Xác định các thơng số ăn khớp...26

2.3.4. Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ - răng ngiêng...27

2.3.5. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp chậm...31

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI...32

CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ KIỂU LẮP TRONG HỘP GIẢM TỐC...64

</div>Trang 4<div class="page_container" data-page="4">

LỜI NĨI ĐẦU

Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung khơng thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí. Đồ án mơn học Chi tiết máy là mơn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hóa lại kiến thức của các môn học như: Chi tiết máy, Sức bền vật lệu, dung sai, vẽ kỹ thuật,… đồng thời giúp sinh viên làm quen dẫn với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này.

Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền khơng đổi và được dung để giảm vận tốc góc, tăng momen xoắn. Với chức năng như vậy, ngày nay hộp giảm tốc được sử dụng rộng rãi trong các nghành cơ khí, luyện kim, hóa chất, cơng nghiệp đóng tàu…

Trong q trình làm đồ án được sự giúp đỡ tận tình của các thấy cô trong bộ

môn, đặc biệt là thầy giáo Trần Văn Hiếu, em đã hồn thành xong đồ án mơn học

của mình. Do đây là lần đầu, với trình độ và thời gian có hạn nên trong q trình thiết kế khơng thể tránh khỏi những sai sót xảy ra, em xin chân thành cảm ơn những ý kiến đóng góp của các thầy cơ trong bộ mơn.

Em xin chân thành cảm ơn !

</div>Trang 5<div class="page_container" data-page="5">

ĐỀ TÀI:

Đề số 1: THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG XÍCH TẢIPhương án: 7

Trong đó: Số liệu thiết kế:

2.Nối trục đàn hồi 2.Vận tốc xích tải: v = 1,05 (m/s)

4.Bộ truyền xích 4.Số răng đĩa xích tải: z =9 5.Tang quay 5.Thời gian phục vụ: lh = 5 năm

</div>Trang 6<div class="page_container" data-page="6">

CHƯƠNG 1: TÍNH TỐN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ1.1. Tính chọn động cơ

1.1.1. Xác định tải trọng tương đương

Gọi công suất cần thiết của động cơ là Pct và được tính theo cơng thức:

Trong đó: P1 là công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên trục máy cơng tác.

1.1.1.2. Tính hiệu suất truyền η

Dựa vào bảng 2.3(tr19/TL1"tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1") trị số hiệu suất các loại bộ truyền và ổ ta chọn:

+ Hiệu suất của bộ truyền xích (được che kín): ηx = 0,96

+ Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (được che kín) : ηbr =0,97

+ Hiệu suất của cặp ổ lăn: ηol =0,99 + Hiệu suất của khớp nối trục : k 1

Vậy ta tính đươc hiệu suất của tồn bộ hệ thống η theo cơng thức :

η = ηk ¿ol4 ¿ ηbr2 ¿ ηx =1×0,994×0,972×0,96=

</div>Trang 7<div class="page_container" data-page="7">

1.1.2. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ

Tra bảng 2.4 (tr21/TL1) để chọn tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ, từ đó tính số vịng quay đồng bộ dựa vào số vịng quay của máy cơng tác:

Truyền động xích: u = 2…5

Tỷ số truyền toàn bộ ut của hệ thống là: ut = u1 ×u2 ×u3

u1, u2, u3: Tỷ số truyền của từng bộ truyền tham gia vào hệ dẫn động. Với bộ truyền xích: ut=ux×uh=¿ 3×10 = 30

Chọn số vịng quay đồng bộ của động cơ nđb= 1500 (vòng/phút)

Với điều kiện chọn động cơ là :

</div>Trang 8<div class="page_container" data-page="8">

Kiểu động cơ Công suất p

1.2. Phân phối tỷ số truyền

- Tính tỉ số truyền chung của hệ theo cơng thức (Theo CT3.23/48) TL1 ta có :

- Tính tỉ số truyền cấp nhanh (u1) và tỉ số truyền cấp chậm (u2) : Tỉ số truyền của hệ dẫn động: ut= ux×uh

1.3 Tính tốn các thơng số trên trục

1.3.1 Tính cơng suất trên các trục

Vì là sơ đồ tải trọng thay đổi nên công suất trên trục làm việc là:

</div>Trang 9<div class="page_container" data-page="9">

Bảng đặc tính kỹ thuật của hệ thống truyền động :

</div>Trang 10<div class="page_container" data-page="10">

P(kW) 8,5 8,44 8,1 7,78

</div>Trang 11<div class="page_container" data-page="11">

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

Có 3 loại xích : xích ống, xích con lăn, xích răng.

 Xích ống : Đơn giản, giá thành hạ và khối lượng giảm vì khơng dùng con lăn nhưng cũng vì thế mà bản lề mịn nhanh .Vì vậy chỉ dùng xích ống với các bộ truyền không quan trọng mặt khác yêu cầu khối lượng nhỏ.

 Xích con lăn : với kết cấu giống xích ống, chỉ khác phía ngồi ống lắp thêm con lăn, nhờ đó thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa bằng ma sát lăn. Kết quả là độ mịn của xích con lăn cao hơn xích ống, chế tạo khơng phức tạp bằng xích răng nên xích răng sử dụng khá rộng rãi. Nó dùng thích hợp khi vận tốc làm việc dưới 10-150 m/s. Nên ưu tiên dùng xích một dãy , nhưng ở các bộ truyền quay nhanh, tải trọng lớn nếu dùng xích 2, 3 hoặc 4 dãy sẽ làm giảm được bước xích giảm tải trọng động và kích thước khn khổ của bộ truyền.

 Xích răng : có khả năng tải lớn, làm việc êm nhưng chế tạo phức tạp và giá thành đắt và dùng xích răng khi vận tốc xích trên 10-15 m/s.

 Từ những ưu nhược điểm của từng loại xích trên thì xích con lăn là :ưu việt và thích hợp nhất vì vậy ta chọn : Xích con lăn

2.1.2 Chọn số răng đĩa xích

Với ux = 2

</div>Trang 12<div class="page_container" data-page="12">

Số răng z1 của đĩa xích nhỏ được chọn theo cơng thức:

z1 = 29 – 2ux = 29 – 2×2=25≥ 19 => z1=25

Số răng đĩa xích bị dẫn z2 = u × z1=¿2×25¿50 Chọn z2 = 50 ≤ zmax = 120

zmax được xác định từ điều kiện hạn chế độ tăng bước xích do bản lề bị mịn sau một thời gian làm việc:zmax=120đối với xích ống và xích con lăn; zmax=140 đối với xích răng

2.1.3 Xác định bước xích p

+ P là công suất cần truyền qua bộ truyền xích P= P3= 7,78 (kW) + Pt là cơng suất tốn (kW)

+ [P] là công suất cho phép (kW)

+ kn là hệ số vòng quay. Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ là:

 k0 : hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền.Do đường nối tâm các đĩa xích trùng với phương ngang. Nên k0 = 1

 ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, chọn a = (30÷50)p, suy ra ka = 1.Chọn a = 40×p

 kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích. Do điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích. Nên kđc = 1

 kbt:hệ số kể đến ảnh hưởng của bơi trơn .Vì mơi trường làm việc có bụi, bơi trơn đạt u cầu nên chọn kbt = 1,3

 kđ: hệ số tải trọng động.Cho tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn kđ = 1,2  kc : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền kc = 1 (làm việc 1 ca)

</div>Trang 13<div class="page_container" data-page="13">

 Công suất cho phép : [P]= 19,3 (kW)

 Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt¿ [P]= 19,3 (kW)  Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p  pmax

Vậy lấy khoảng cách trục : a = a*- a= 1280 – 4 = 1276(mm)

Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo cơng thức (5.14 tr85/TL1): i = 1,7 ≤ imax= 25(bảng 5.9 tr85/TL1)

2.1.5 Tính tốn kiểm nghiệm xích về độ bền

Theo 5.15 (tr85/TL1): s = Qk

đ. Ft+ Fo+ Fv ≥[s]

</div>Trang 14<div class="page_container" data-page="14">

Theo bảng 5.2 (tr78/TL1) tải trọng phá hỏng Q = 88,5 kN, khối lượng 1m xích q = Vậy S = 18,8 > [S] = 8,5 => Bộ truyền xích đảm bảo độ bền.

2.1.6 Các thơng số của đĩa xích

Đường kính vịng chia đĩa xích tính theo công thức 5.17(tr86/TL1)

</div>Trang 15<div class="page_container" data-page="15">

[σH¿=600 MPa (ứng suất tiếp xúc cho phép) =>H1<[H] : đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc. Tương tự: H2<[H] (với cùng vật liệu và nhiệt luyện) =>Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc.

Với z1 = 22 kr = 0,42; Ft = 758,19 (N); Kd = 1,2 (bộ truyền có 1 dãy xích), lực va đập trên 1 dãy xích:

Fvđ = 13 ×10−7× n3× p3 = 13 ×10−7×111,96 × 31,753= 6(N)

E= 2,1 ×105(MPa) ; A=262(mm¿¿2)¿là diện tích chiếu mặt tựa bản lề (bảng 5.12 tr87/ TL1)

Tra bảng 6.1(tr92/TL1) chọn vật liệu đĩa xích thép 45, tơi cải thiện đạt độ rắn HB210 có [σH] = 600 MPa đảm bảo được độ bền tiếp xúc.

</div>Trang 16<div class="page_container" data-page="16">

Tỉ số truyền u 2

Theo bảng 6.1(tr92/TL1) chọn vật liệu cho cả 2 bánh là thép 45 tơi cải thiện.

Bánh nhỏ có độ rắn HB 241…285 có giới hạn bền σb1=850 (Mpa) và giới hạn chảy

</div>Trang 17<div class="page_container" data-page="17">

+> SH =1,1 hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc

</div>Trang 18<div class="page_container" data-page="18">

Do trục quay 1 chiều nên KFC=1

Dựa vào bảng 6.2(tr94/TL1) với thép 45 tôi cải thiện

</div>Trang 19<div class="page_container" data-page="19">

Theo cơng thức 6.4(tr93/TL1) ta có:

K

FL

=

m

√

F

N

FO

+> mF : là bậc của đường cong mỏi: mF = 6

+> NFO : Số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn với thép NFO = 4.106

2.2.2.3. Ứng suất quá tải cho phép

[σH]max=2,8.σch2 [σH]max=2,8.450=1260 Mpa [σF1]max=0,8.σch1[σF1]max =0,8.580=464 Mpa [σF2]max=0,8.σch2 [σF2]max =0,8.450=360 Mpa

2.2.3. Tính tốn bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

2.2.3.1. Khoảng cách sơ bộ trục

Theo cơng thức (6.15a):

</div>Trang 21<div class="page_container" data-page="21">

2.2.4. Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ -răng nghiêng

2.2.4.1. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.33(tr105/TL1), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

</div>Trang 23<div class="page_container" data-page="23">

K

H: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

Xác định ứng suất cho phép: v=3,7 <5(m/s), Zv=1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia cơng đạt độ nhám Ra

=2,5...1,25m do đó ZR=0,95; với da<700mm, KxH=1 do đó theo 6.1 và 6.1a:



H





H



ZvZRKxH=495,410,951=470,6 (MPa) Ta thấy: σH=446,5 (MPa )<

[

σH

]

=470,6 (MPa )

 Vậy bánh răng thỏa mãn về độ bền tiếp xúc.

2.2.4.2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn (theo CT6.43)

</div>Trang 24<div class="page_container" data-page="24">

YS= 1,08 – 0,0695ln(m)=1,032 (hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu)

YR=1(bánh răng phay) ; KxF=1 (da<400mm):hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh

2.2.4.3. Kiểm răng về quá tải

Theo CT6.48: với Kqt= TMax / T=2,2

σHmax=σH×

√

Kqt=470,6 ×√2,2 = 698 MPa ≤

[

σH

]

max=1260 MPa Theo CT6.49 : σF 1 max=σF 1× Kqt

σF 1 max=¿115,7 ×2,2 = 254,5 (MPa) ¿

[

σF 1

]

= 464(MPa)

σF 2 max=¿106,8 ×2,2 = 235 (MPa) ¿

[

σF 1

]

= 360(Mpa)

2.2.5. Các thơng số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Chiều rộng bánh răng bw 33 (mm)

</div>Trang 25<div class="page_container" data-page="25">

Theo bảng 6.1(tr92/TL1) chọn vật liệu cho cả 2 bánh là thép 45 tơi cải thiện.

Bánh nhỏ có độ rắn HB 241…285 có giới hạn bền σb1=850 (Mpa) và giới hạn chảy

</div>Trang 27<div class="page_container" data-page="27">

Tính góc β : cos β = m z(1z2)/ (2.aw)=2,5.(40+132)/(2.110) = 0,99 => β = 8,10

2.3.4. Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ - răng ngiêng

2.3.4.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.33(tr105/TL1), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

</div>Trang 28<div class="page_container" data-page="28">

+>KH: là hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng +>

K

H: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

</div>Trang 29<div class="page_container" data-page="29">

Xác định ứng suất cho phép: v=0,75, Zv=1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia cơng đạt độ nhám Ra =10...40

m do đó ZR=0,9; với da<700mm, KxH=1 do đó theo 6.1 và 6.1a:



H





H



ZvZRKxH=495,410,91=446 (MPa) Ta thấy: σH=389 ( MPa)<

[

σH

]

=446 ( MPa)

 Vậy bánh răng thỏa mãn về độ bền tiếp xúc.

2.3.4.2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

- Điều kiện bền uốn cho răng theo (6.43): σF 3 = 2. T3. KF. Yε. Yβ. YF1

</div>Trang 30<div class="page_container" data-page="30">

Trong đó: KFβ = 1,17 - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành

răng (theo bảng 6.7); KFα = 1,40– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho

các đơi răng đồng thời ăn khớp...cấp chính xác 8 (theo bảng 6.14) ⇒ Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo

2.3.4.3. Kiểm răng về quá tải

- Theo (6.48) với: σHmax= σH.

√

Kqt = 470,6.√1,4 = 698 (MPa); Trong đó: Kqt = Tmax

T = 1,4 (đề bài)

Ta thấy: σHmax = 698 MPa <[σH]max = 1260 MPa (theo 6.48)

- Theo (6.49)

σF 3 max = σF 3.Kqt =115,7 ×2,2 = 254,5 (MPa)<[σF 3]max = 464 (MPa);

σF 4 max = σF 4.Kqt =106,8 ×2,2 = 235 (MPa) <[σF 4]max = 360 (MPa).

</div>Trang 31<div class="page_container" data-page="31">

2.3.5. Các thơng số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp chậm

</div>Trang 32<div class="page_container" data-page="32">

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

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

Ta theo bảng 10.2(tr189/TL1) để chọn chiều rộng ổ lăn. Công thức 10.10 để xác định chiều dài mayơ đĩa xích và bánh răng. Công thức 10.13 để xác định chiều dài nửa nối trục (ở dây chọn nối trục vòng đàn hồi). Bảng 10.3 và 10.4 để tính các khoảng cách. Kết quả tính được khoảng cách lki trên trục thứ k từ gối đỡ 0 đến chi tiết quay thứ i như sau:

Với: d1 = 24 mm  bo1=17 (mm) (chiều rộng ổ lăn)

</div>Trang 33<div class="page_container" data-page="33">

-k1: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

-k2: khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp -k3: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ -hn: chiều cao nắp ổ và đầu bu lông

</div>Trang 36<div class="page_container" data-page="36">

Chọn nối trục vòng đàn hồi theo moomen xoắn T1 = 45813,7 Nmm.

Từ bảng 16.10a(tr68/TL2 ʽtính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí ʼ tập 2) có : D0 = 71mm

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục: Chọn Fk = 300(N)

</div>Trang 38<div class="page_container" data-page="38">

⇒FxA = Fk×lc 12l+Ft 1×l13

11

=

300× 61,5+1867,26 ×55,5166 = 735,44(N)

∑

Fx = 0 ⇒ FxB + Fk−¿ Ft 1 + FxA = 0

⇒ FxB = −FxA −Fk + Ft 1 = −¿735,44 −¿ 300 +1867,26 = 831,82 (N) - Tính momen uốn ở các tiết diện nguy hiểm :

Tiết diện a-a :

Mtdj làtổng momen tương đương tại tiết diện đang tính

Trong đó, [] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, tra bảng 10.5(tr195/TL1) với đường kính trục sơ bộ dsb= 30 (mm), thép 45 có b = 750 (MPa)=>[] = 63

</div>Trang 43<div class="page_container" data-page="43">

Hình: Biểu đồ mơ men trục 3

</div>Trang 44<div class="page_container" data-page="44">

⇒FxE= Ft 4l.l32

31

=

3060,76.113166

= 2083,53 (N)

∑

Fx = 0 ⇒FxE+FxF−Ft 4 = 0 ⇒FxF = −FxE + Ft 4 = 0 ⇒FxF = 3060,76 – 2083,53 = 977,23 (N)

- Tính momen uốn ở các tiết diện nguy hiểm : Tiết diện e-e :

</div>Trang 45<div class="page_container" data-page="45">

+ Tại tiết diện bánh xích có mơmen bằng khơng:

3.1.4.1. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Để trục được đảm bảo an toàn về độ bền mỏi thì hệ số an tồn tại các tiết diện nguy hiểm phải thoả mãn điều kiện (theo CT10.19 tr195/TL1):

: là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j (theo CT 10.20 và 10.21):

-1 ,-1 : là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. Có thể lấy gần đúng -1 = 0,436b (với thép cacbon)

-1 = 0,58-1

=> -1 = 0,436.750 = 327 MPa => -1 = 0,58×327 = 189,66 MPa

aj ,aj , mj , mj : là biên độ và trị số trung bình nguy hiểm của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j. Vì trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó:

</div>Trang 46<div class="page_container" data-page="46">

mj = 0 ; aj = maxj = Mj / Wj

Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: aj = mj = max / 2 = Tj / (2Woj)

Wj , Woj : là mômen cản uốn và mômen cản xoắn trục tại tiết diện nguy hiểm j Với trục 1 rãnh then, tra bảng 10.6 ta có:

Trong đó b, t1 tra bảng 9.1a(tr173/TL1) vì chọn then là then bằng đầu trịn ta có : Trên trục I : Bánh răng làm liền trục nên không cần then.

</div>Trang 47<div class="page_container" data-page="47">

+> Kx : Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, tra bảng 10.8 ta có: Kx = 1,06

+> Ky : Hệ số tăng bền bề mặt trục phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt cơ tính vật liệu, tra bảng 10.9 ta có: Ky = 1,45

+> ,  : Là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10 ta có:

</div>Trang 48<div class="page_container" data-page="48">

Vậy cơng thức 10.19 ln thoả mãn. Tiết diện tại d-d:

Vậy công thức 10.19 luôn thoả mãn. Tiết diện tại f-f :

</div>Trang 49<div class="page_container" data-page="49">

Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạn khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Công thức

</div>Trang 51<div class="page_container" data-page="51">

Vậy trục III thoả mãn điều kiện bền tĩnh.

3.2. Tính mối ghép then

Do các trục đều nằm trong hộp giảm tốc ⇒ chọn then bằng. Để đảm bảo tính cơng nghệ, chọn then giống nhau trên cùng 1 trục. Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp đĩa xích, nối trục, bánh răng theo k6 kết hợp với lắp then.

</div>