Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINH - TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

KHOA CƠ KHÍ – BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ooOoo

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN

Sv THỰC HIỆN: HUỲNH HỒNG LUÂN

MSSV:

205012345

LỚP;

CK05KSTN

Gv HƯỚNG DẪN: NGUYỄN HỮU LỘC

NĂM 2008

Đồ án TKHT truyền động cơ khí

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc

MỤC LỤC

Lời nói đầu….........................................................................................................2

I. TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG… ..................................................3

II. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN… .............................5

III. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY… .......................................6

1. Tính toán bộ truyền xích…...........................................................................6

2. Tính toán các bộ truyền trong hộp giảm tốc… ............................................8

3. Chọn nối trục…...........................................................................................12

4. Tính toán thiết kế trục và then….................................................................13

5. Chọn ổ lăn…...............................................................................................21

6. Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ ............................................................26

7. Chọn dầu bôi trơn…...................................................................................28

8. Bảng dung sai lắp ghép…...........................................................................29

Tài liệu tham khảo................................................................................................30

Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân

1

Đồ án TKHT truyền động cơ khí

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc

LỜI NÓI ĐẦU

Trong cuộc sống hằng ngày, chúng ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở

khắp nơi, có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong đời sống cũng như trong sản

xuất. Và đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp sinh viên chúng ta

bước đầu làm quen với những hệ thống truyền động này.

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí là một môn học không thể thiếu

trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí, nhằm cung cấp cho sinh viên các kiến

thức cơ sở về kết cấu máy. Đồng thời, môn học này còn giúp sinh viên hệ thống

hóa kiến thức các môn đã học như Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Sức bền vật

liệu, Vẽ cơ khí… từ đó cho ta một cái nhìn tổng quan hơn về thiết kế cơ khí.

Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện sẽ giúp sinh viên bổ sung và hoàn thiện

các kỹ năng vẽ AutoCad, điều này rất cần thiết đối với một kỹ sư cơ khí.

Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Hữu Lộc đã tận tình hướng dẫn,

cảm ơn các thầy cô và bạn bè trong khoa Cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong

quá trình thực hiện.

Sinh viên thực hiện:

Huỳnh Hồng Luân

Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân

2

Đồ án TKHT truyền động cơ khí

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc

I. TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG:

• Sơ đồ hệ thống dẫn động thùng trộn:

3

1

5

2

4

• Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:

1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ

2- Nối trục đàn hồi

3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng hai cấp đồng trục

4- Bộ truyền xích ống con lăn

5- Thùng trộn

• Sơ đồ tải trọng:

Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân

3

Đồ án TKHT truyền động cơ khí

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc

T

T₁

T₂

t

t1

t2

• Các số liệu thiết kế:

_ Công suất trên trục thùng trộn: P = 8 kW

_ Số vòng quay trên trục thùng trộn: n = 55 vòng/phút

_ Quay một chiều, làm việc 1 ca, tải va đập nhẹ

_ Thời gian phục vụ: L = 6 năm (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

_ Chế độ tải: T₁= T ; T₂=0,9T

t₁=49s ; t₂= 36s

• Đặc điểm của hộp giảm tốc hai cấp đồng trục:

+ Ưu điểm: kích thước theo chiều dài nhỏ nên giảm trọng lượng, do đó có kích

thước nhỏ gọn hơn so với các loại hộp giảm tốc hai cấp khác.

+ Nhược điểm:

_ Khả năng tải cấp nhanh chưa dùng hết, vì tải trọng tác dụng vào cấp chậm lớn

hơn khá nhiều so với cấp nhanh trong khi đó khoảng cách trục của hai cấp lại

bằng nhau.

_ Hạn chế khả năng chọn phương án bố trí do chỉ có một trục đầu vào và một

trục đầu ra.

_ Kết cấu ổ phức tạp do có ổ đỡ bên trong vỏ hộp.

_Trục trung gian lớn do khoảng cách giữa các ổ lớn.

_ Kích thước chiều rộng lớn.

Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân

4

Đồ án TKHT truyền động cơ khí

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc

II. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:

Công suất tương đương trên trục thùng trộn:

2

t

i

T

∑

49  0,9².36

49  36

i

∑

^∑

T



P_td P

 8

 7,67 kW

t



i

Hiệu suất chung của hệ thống truyền động:

_ch_br1_{br 2}_x_o⁴_l

Theo bảng 3.3 [1] ta chọn:

_br1 _{br 2} 0,97;_x 0,93;_ol 0,99

 _ch 0,97.0,97.0,93.0,99 ⁴ 0,84

Công suất cần thiết của động cơ:

7,67

P_td



 9,13 kW

P_dc



_ch

0,84

Tỷ số truyền chung:

n_dc

n_ct

u_ch u₁u₂u_x



Dựa vào phụ lục P1.3 [2] ta chọn động cơ có công suất P_dc= 11kW với số

vòng quay và phân bố tỷ số truyền hệ thống truyền động như sau:

Động cơ

Số vòng Tỷ

số Tỷ

truyển

hộp

số Bộ

truyền

bánh

Bộ

quay

truyền

bánh

truyền

xính, u_x

động cơ, chung,

(vg/ph)

u_ch

giảm tốc, răng, u₁răng, u₂

u_h

4A132M2Y3

4A132M4Y3

4A160S6Y3

4A160M8Y3

2907

1458

970

52,85

16

4

3,3

26,51

17,63

13,27

9,92

6,25

3,15

2,5

3,15

2,5

2,67

2,82

2,12

730

Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân

5

Đồ án TKHT truyền động cơ khí

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc

Ta chọn động cơ 4A132M4Y3 với bảng đặc tính kỹ thuật như sau:

Trục

Động cơ

I

II

III

Công tác

Thông số

Công suất (kW)

9,13

1

9,03

8,67

8,33

7,67

2,67

Tỷ số truyền

3,15

Mômen xoắn (Nmm)

Số vòng quay (vg/ph)

59802

1458

59147

1458

178830

463

541167 1331791

147 55

III. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY:

1. Tính toán bộ truyền xích:

Các thông số đầu vào: P₁= 8,33kW; n₁= 147vg/ph; u = 2,67;

T = 541167Nmm.

Chọn loại xích ống con lăn.

Số răng của đĩa xích dẫn:

z₁ 29  2u  29  2.2,67  23,66  chọn z₁= 24 răng

z₂ uz₁ 2,67.24  64,08  z₂= 64 răng

Các hệ số điều kiện sử dụng:

K = K_rK_aK_oK_dcK_bK_lv= 1.1.1.1.1.1 = 1

với K_r= 1: dẫn động bằng động cơ điện và tải trọng ngoài tác dụng lên bộ

truyền tương đối êm

K_a= 1: khi a = (30÷50)p_c

K_o= 1: khi đường nối tâm 2 đĩa xích hợp với đường nằm ngang một góc

nhỏ hơn 60

K_dc= 1: trục điều chỉnh được

K_b= 1: bôi trơn nhỏ giọt

K_lv= 1: làm việc một ca

n

200

K  ⁰¹

 1,36

n

n₁147

z

25

K

ⁿ¹

 1,04

z

z₁24

K_x= 1: chọn xích một dãy

Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân

6

Đồ án TKHT truyền động cơ khí

Công suất tính toán:

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc

KK_nK_zP₁

K_x

1.1,36.1,04.8,33

P 

t



 11,78 kW

1

Theo bảng 5.4 [1], ta chọn bước xích p_c= 31,75mm.

Theo bảng 5.2 [1], số vòng quay tới hạn n_th= 600vg/ph nên điều kiện n  n_th

được thỏa.

Vận tốc trung bình của xích:

nzp_c

60000

147.24.31,75

60000

v 



 1,87 m/s

Lực vòng có ích:

1000P 1000.8,33

F 

t



 4454,54 N

v

1,87

Kiểm nghiệm bước xích:

P₁K

8,33.1

3

p  600

3

 600

 26

c

z₁n₁[p₀]K_x

24.147.29.1

Do bước xích p_c= 31,75mm nên điều kiện được thỏa.

Chọn khoảng cách trục sơ bộ: a  40p_c 40.31,75  1270 mm

Số mắt xích:

2

2a z₁ z

z  z _∑p_c2.1270 2464

64 24

31,75

1270

∑

2

1

²

.

∑



a



.

 125

∑

X 



2

31,75

2

2

p_c

2

∑

Chọn X = 126 mắt xích.

Chiều dài xích: L  p_cX  31,75.126  4000,5 mm

Tính chính xác khoảng cách trục:

2

∑

z

1

z₁ z₂

z₂z ₁

2

∑

 z

²

∑

1285,86 mm

_∑X 

a  0,25p_c

X

 8_∑^∑

∑

2

∑

2

∑

Chọn a = 1282mm ( giảm khoảng cách trục (0,002÷0,004)a ).

Theo bảng 5.6 [1] với bước xích p_c= 31,75mm ta chọn [i] = 16.

Số lần va đập trong 1 giây:

z₁n 24.147

i  ¹

 1,87  [i] 16

15X 15.126

Tải trọng phá hủy: Q = 88,5kN

Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân

7

Đồ án TKHT truyền động cơ khí

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc

Lực trên nhánh căng: F₁ F_t=4454,54N

Lực căng do lực ly tâm gây nên: F  q v² 3,8.1,87² 13, 29 N

v

m

Lực căng ban đầu của xích: F₀ K_faq_mg  6.1, 282.3,8.9,81  286,74 N

Hệ số an toàn:

Q

88,5.10³

s 



18,61 [s]  (7,8  9,4)

F  F_v F₀4454,54 13,29  286,74

1

Lực tác dụng lên trục:

F_r K_mF_t 1,15.4454,54  5122,72 N

Đường kính đĩa xích:

p_cz₁31,75.24

d 



 242,55 mm

1



31,75.64

p_cz₂

 646,81 mm

d₂



d_a1 d₁ 0,7p_c 264,78 mm

d_a2 d₂ 0,7p_c 669,03 mm

2. Tính toán các bộ truyền trong hộp giảm tốc:

a/ Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép:

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

kế, ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau.

Chọn vật liệu la thép 45 được tôi cải thiện.

Độ rắn trung bình bánh dẫn HB₁= 250

Độ rắn trung bình bánh bị dẫn HB₂= 235

Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn của các bánh răng:



_{OH l im1} 2HB₁ 70  2.250  70  570 MPa

_{OH l im2} 2HB₂ 70  2.235  70  540 MPa

_{OF l im1} 1,8HB₁ 1,8.250  450 MPa

_{OF l im2} 1,8HB₂ 1,8.235  423 MPa

Số chu kỳ làm việc cơ sở:

2,4

7

N_HO1 30HB₁_2,4 30.250  1,71.10 chukỳ

2,4

7

chu kỳ

N_{HO 2} 30HB₂ 30.235 1, 47.10

N_FO1= N_FO2=5.10⁶

Số chu kỳ làm việc tương đương:

Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân

8

Đồ án TKHT truyền động cơ khí

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc

∑

49 36

∑

^{ 60c}^∑

∑

T

³n t  60.1.1458.14400^∑



.0,9³1,1.10⁹

N

chu kỳ

i

i i

∑

HE1

T_max

85 85

∑

N

N_HE2



^HE1 3,5.10⁸chu kỳ

u

∑

49 36

T

⁶n t  60.1.1458.14400^∑_∑



.0,9⁶10⁹

∑

^{ 60c}^∑

N

chu kỳ

i

∑

^∑_∑T

i

85 85

FE1

∑

max

∑

N

N_FE2



^FE1 3,17.10⁸chu kỳ

u

Vì N_HE> N_HO; N_FE> N_FOnên K_HL= K_FL=1

Ứng suất tiếp cho phép:

0,9K_HL

[_H] _OHlim

s_H

570.0,9

] 

 466,36 MPa

 [_H1

1,1

540.0,9

] 

 441,82 MPa

[

H2

1,1

[ ]  0, 45 [ ]  [ ]  408,68 MPa  [ _{H 2}]  441,82 MPa





H

H1

H 2

 [ _H]  441,82 MPa

Ứng suất uốn cho phép:

K_FL

[_F] _OFlim

s_F

450

] 

 257,14 MPa

 [_F1

1,75

423

 241,71 MPa

[

F2

1,75

b/ Tính toán cặp bánh răng cấp chậm:

• Các thông số cho trước: T₂= 178830Nmm; n₂= 463vg/ph; u₂= 3,15

Chọn _ba2 0,4. Khi đó _bd2 _ba2(u₂1)  0,83.

Theo bảng 6.4 [1], ta chọn K_H 1,03;K_F 1,05

Khoảng cách trục:

T₂K_H

178830.1,03

0, 4.441,82².3,15

3

³_ba2[_H]²u₂

a_w2 43(u₂1)

 43(3,15 1)

 162,05 mm

Theo tiêu chuẩn, ta chọn: a_w2= 160mm.

Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân

9

Đồ án TKHT truyền động cơ khí

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc

Mô đun răng: m_n= (0,010,02)a_w2= 1,63,2 mm

Theo tiêu chuẩn, ta chọn: m_n= 3mm.

Từ điều kiện: 8   20

2a_w2cos 20

m_n(u₂1)

2a_{w 2}cos8

m_n(u₂1)

suy ra

 z ₃

 24,1  z₃ 25, 4

Chọn z₃= 25  z₄= 25.3,15 = 78,75  chọn z₄= 79

3.25(3,15  1)

Góc nghiêng răng:   arccos

 13, 43

2.160

79

z₄

z₃



 3,16

Tỷ số truyền: u₂



25

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

•

Đường kính vòng chia:

z₃m_n

25.3

cos cos13, 43

 77,11mm;

d₄=243,66mm

d_a4= 249,83mm

d_f4= 235,95mm

3

d 



Đường kính vòng đỉnh:

2m_n

d_a3 d₃

 83,28 mm ;

cos

Đường kính vòng chân:

2,5m_n

cos 

d_f3 d₃

 69,40 mm;



m_nz₃(u₂ 1)

2cos 

•

Khoảng cách trục: a_w2



 160 mm

Chiều rộng vành răng:

b₄= _ba2a_w2= 0,4.160 = 64 mm

b₃= b₄+ 5 = 64 +5 = 69 mm

Vận tốc vòng bánh răng:

 d₃n  .77,11.463

v 

²

 1,87 m/s

60000

Theo bảng 6.3 [1], ta chọn cấp chính xác 9 với v_gh= 6m/s.

Chọn hệ số tải trọng động K_HV= 1,03; K_FV= 1,1

Z_M= 275MPa^1/2

Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân

10

Đồ án TKHT truyền động cơ khí

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc

∑

tg

 arctg_∑

∑

tg20

 20,516

 

cos ^∑

cos13,43

∑



tw

t

∑

_b arctg(cos_t.tg )  arctg(cos 20,516.tg13, 43)  12,606

2cos12,606

2cos 

sin2_tw

^b

Z_H

 1,724

sin(2.20,516)

b_wsin 64sin13, 43

 m_n

_b



 1,577  1

 .3

1

 Z_

với 



 0,775

1,665

1

_∑_

∑

 _∑1,88  3,2^∑

∑

1

_∑cos   1,665



∑



_∑z₃

z₄

∑

2.160

2a_w2

d_w3

 76,92 mm



u₂1 3,16 1

• Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

2T₂K_HK_HV(u₂1)

Z_MZ_HZ_

d_w3

_H

 422 MPa

b_wu₂

[ _H]  [ _H]Z_VZ_RZ_xH 441,82.1.0,95.1,02  428,12 MPa

 _H [_H]

nên điều kiện bền tiếp xúc được thỏa.

• Kiểm nghiệm độ bền uốn:

Hệ số dạng răng:

13,2

 3,47 

 3,998

Y_F3

z₃

13,2

 3,47 

 3,64

Y_F4

z₄

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:

[ _F3] 257,14



 64,32

Y_F3

3,998

[ _F4] 241,71



 66, 4

Y_F4

3,64

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

2Y T K K

 111,83 MPa 

[

]  257,14 MPa

F3

2

F

FV

 

F3

d_w3b_wm_n

Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân

11

Đồ án TKHT truyền động cơ khí

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc

Do đó độ bền uốn được thỏa.

• Lực tác dụng lên bộ truyền:

2T₂cos 2.178830.cos13, 43

F  F



 4638 N

t3

t4

m_nz₃

3.25

F_t3tg_nw4638.tg20

F  F



 1736 N

r3

r4

cos13, 43

cos

F_a3 F_a4 F_{t 3}tg  4638.tg13, 43  1107 N

c/ Tính toán cặp bánh răng cấp nhanh:

Vì đây là hộp giảm tốc đồng trục nên ta chọn các thông số hình học của cặp

bánh răng cấp nhanh giống như cặp cấp chậm, chỉ trừ chiều rộng vành răng.

Chọn  _ba1 0, 25 . Khi đó, chiều rộng vành răng của cấp nhanh:

b₂= _ba1a_w1= 0,25.160 = 40 mm

b₁= b₂+ 5 = 40 +5 = 45 mm

Lực tác dụng lên bộ truyền:

2T₁cos 

F F

 1534 N



t1

t2

m_nz₁

F_t1tg_nw

cos 

F F

 574 N

r1

r2

F_a1 F_a2 F_t1tg   366 N

3. Chọn nối trục:

Mômen truyền qua nối trục T = 59802Nmm.

Theo phụ lục 11.5 [3], ta chọn nối trục đàn hồi có:

d = 20mm

D₀= 68mm

d_m= 40mm

l₁= 15mm

l₂= 22mm

c = 2mm

d_c= 10mm

l_c= 19mm

đai ốc M8

z = 6

d₀=19mm

l₀= 15mm

Chọn vật liệu là thép 45 với ứng suất uốn cho phép [_F] = 70Mpa, ứng suất

dập giữa chốt và ống [_d] = 3Mpa.

Kiểm tra độ bền uốn:

1, 45.59802.19

KTl_c



 40,38 MPa  [ ]

F

_F



0,1d³_cD₀z

0,1.10³.68.6

Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân

12

Đồ án TKHT truyền động cơ khí

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc

Kiểm tra độ bền dập:

2.1, 45.59802

2KT 

zD₀d_cl₀

 2,83 MPa  [ ]

d





6.68.10.15

Do đó điều kiện uốn và bền dập của nối trục được thỏa.

4. Tính toán thiết kế trục và then:

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có _b= 600Mpa, ứng suất xoắn cho

phép [] = 20Mpa.

Theo bảng 10.1 [1], chọn ứng suất uốn cho phép [] = 70Mpa.

• Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức:

T_k

3

d_k

0,2[]

Với T₁= 59147Nmm; T₂= 178830Nmm; T₃= 541167Nmm ta tính và chọn

sơ bộ dường kính các trục như sau: d₁= 25mm; d₂= 35mm; d₃= 50mm.

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

Sử dụng các bảng 10.2, 10.3, 10.4 [2] và các công thức 10.10, 10.13 [2] ta

xác định sơ bộ các khoảng cách như sau:

l₁₂= -69mm

l₁₃= 45mm

l₂₃= 190mm

l₃₁= 131mm

l₁₁= 90mm

l₂₁= 251mm

l₃₃= 217mm

l₂₂= 48mm

l₃₂= 65,5mm

Sơ đồ phân tích lực:

Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân

13

Đồ án TKHT truyền động cơ khí

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc

F

x

F

nt

( III )

( I )

F

r1

F

a1

F

t4

F

r4

F

t1

F

a4

F

t2

F

a2

F

r2

F

a3

F

r3

( II )

F

t3

2T₁

2.59147

68

F_nt

 0,2

 348 N ;

F

_x= 5123N

D₀

F_t1= F_t2= 1534N

F_r1= F_r2= 574N

F_a1= F_a2= 366N

F_t3= F_t4= 4638N

F_r3= F_r4=1736N

F_a3= F_a4= 1107N

• Sử dụng phương trình mômen và phương trình hình chiếu của các lực trong

mặt phẳng zOy và zOx, ta tính được phản lực tại các ổ như sau:

R_x10= 152N

R_x11= 1034N

R_x20= 113N

R_x21= 3217N

R_x30= 2319N

R_x31= 2319N

R_y10= 130N

R_y11= 444N

R_y20= 894N

R_y21= 1416N

R_y30= 1309N

R_y31= 8168N

Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân

14

Đồ án TKHT truyền động cơ khí

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc

l

12

l

11

l13

R

x10

R

x11

F

nt

F

r1

R

y11

F

a1

F

t1

R

y10

19980

M

x

N

mm

M

y

N

mm

24030

46530

59147

T

N

mm

13

11

10

12

Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân

15

Đồ án TKHT truyền động cơ khí

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc

l21

l23

l22

F

t2

F

a2

Ry21

Ry20

F

a3

Rx21

F

r2

F

t3

F

r3

Rx20

Mx

N

mm

42846

86376

5545

My

N

mm

196237

T

N

mm

178830

23

22

20

21

Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân

16

Đồ án TKHT truyền động cơ khí

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc

l33

l31

l32

Fx

Ry30

F

r4

Rx30

F

t4

Rx31

Ry31

F

a4

Mx

Nmm

220639

151895

420086

My

Nmm

541167

T

Nmm

32

33

31

30

Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân

17

Đồ án TKHT truyền động cơ khí

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc

• Xác định mômen tương đương và đường kính tại các tiết diện bằng các công

thức:

M 

2



M²_y

x

M

M_td M² 0,75T²

M_td

3

d 

0,1[ ]

Sau đó từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các

đoạn trục như bảng sau:

M_td

51223

56579

72028

0

Tiết diện

12

M

d (tính)

19,4

20,1

21,8

0

d (chọn)

20

0

24030

50638

0

10

25

13

28

11

25

20

0

35

22

43203

214406

0

160784

264490

0

28,4

33,6

0

40

23

40

21

35

30

0

50

32

267869

420086

0

539815

629379

468664

42,6

44,8

40,6

55

31

50

33

45

• Theo yêu cầu về công nghệ và lắp ráp, dựa vào bảng 9.10 [2] ta chọn then tại

các tiết diện như sau:

Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân

18

Đồ án TKHT truyền động cơ khí

GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc

Tiết diện

d

bh

66

t₁

3,5

5

t₂

12

13

22

23

32

33

20

28

40

55

45

2,8

3,3

3,8

66

128

149

5

5,5

• Kiểm nghiệm độ bền trục:

Ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng , do đó:  _m 0;

M



a



3

2

W

d bt₁(d  t₁)

với

W 



32

2d

Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động,

T

do đó: _m_a

 d³

2W₀

bt (d  t )²

1

với

W₀



16

2d

 _1 (0, 4  0,5) _b 270 MPa

 _1 (0, 22  0, 25) _b 150 MPa

Theo bảng 10.8 [1], ta chọn K_= 1,75; K_=1,5

Theo hình 2.9 [1], tra được các hệ số: _= 0,05; _= 0,02

Theo bảng 10.3 [1], ta tra các hệ số _và _

s_s_

Hệ số an toàn được tính theo công thức: s 

2



s_²



s

_1

K_ _a

_1

với s 

;

s_



K__a

_

_ _m

_

m

_

Trục thỏa điều kiện bền mỏi khi: s  [s] = 2,5

Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân

19

Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn - Huỳnh Hồng Lân