ĐỒ án cơ học máy: Thiết kế hệ dẫn động băng tải

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Thiết kế hệ dẫn động băng tải Lực kéo băng tải : F = 4200 ( N ) Vận tốc băng tải: v = 1,7 ( ms ) Đường kính tang quay: D = 450 ( mm ) Bộ truyền đai: Dẹp Thời hạn sử dụng: Lh = 18900 ( giờ ) Góc nghiêng bộ truyền ngoài: β = 40° Đặc tính tải trọng: Va đập nhẹ Công suất làm việc : Plv = = 4,2.1,7.10001000= 7,14 ( kw ) =Pct Hiệu suất hệ dẫn động : η = (ηbr)n.( ηol )m.( ηđ(x) )k .( ηkn )h Trong đó : Số cặp bánh răng ăn khớp : n = 2 Số cặp ổ lăn : m = 5 Số bộ truyền xích : k = 1 Số khớp nối : h = 2 Tra bảng B ta được : Hiệu suất bộ truyền bánh răng : ηbr = 0,97 Hiệu suất bộ truyền đai ( xích ) : ηđ(x) = 0,95 Hiệu suất ổ lăn : ηol= 0,99 Hiệu suất khớp nối : ηkn= 1 η = 0,97² . ( 0,99 )5.0,95.1 = 0,85 Công suất cần thiết trên trục động cơ : Pyc = =7,140,85= 8,4 ( kw ) Số vòng quay trên trục công tác : nlv = = 60000.1,7(π.450)= 72,18 ( vph ) đối với hệ dẫn động băng tải Chọn sơ bộ tỷ số truyền usb = uđ(x).uh Trong đó, tra bảng B ta được : Tỷ số truyền bộ truyền đai ( xích ) : uđ(x) = ( 2…4 ) Tỷ số truyền hộp giảm tốc : uh = ( 10…25 ) Chọn uh = 10 uđ = 2 usb = uđ.uh= 10.2 = 20 Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ : nsb =nlv.usb = 72,18.20 = 1443,6 ( vph ) Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ : Tra bảng Chọn ntsb = 1458 ( vph ) sao cho gần với nsb nhất Chọn động cơ : Tra bảng phụ lục trong tài liệu ,chọn động cơ : = = 1458 ( vph ) Pyc = 14,4 ( kw ) Ta chọn được động cơ với các thông số sau : KH : 4A132M4Y3 = 11 ( kw ) nđc = 1458 (vph ) Phân phối tỷ số truyền : Tỷ số truyền của hệ: u = =145872,18= 20,2 Chọn tỉ số truyền hộp giảm tốc: Uh =10 Tỷ số truyền bộ truyền ngoài: Uđ(x) = = 20,210= 2,02 Ta có uh = u1.u2 trong đó u1 là cấp nhanh , u2 là cấp chậm Tra bảng B ta có uh = 10 => u1 = 3,83 , u2 = 2,61 Tất cả các tỷ số truyền trên phải phù hợp với các giá trị trong bảngB Vậy ta có : U = 20,2 Uh = 10 Uđ(x) = 2,02

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế đồ án Cơ Học Máy là môn học cơ bản của ngành kĩ thuật cơkhí,môn học này không những giúp cho sinh viên có cái nhìn cụthể,thực tế hơn với kiến thức đã được học,mà nó còn là cơ sở rất quantrọng cho các môn học chuyên ngành sẽ được học sau này

Đồ án môn học Cơ Học Máy là môn học gúp cho sinh viên có thể hệthống hóa lại các kiến thức và nắm vững thêm kiến thức về môn Cơ họcmáy và các môn học khác như sức bền vật liệu, vẽ kĩ thuật, đồng thờilàm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết

kế và làm đồ án tốt nghiệp sau này

Đồ án Cơ Học Máy do sinh viên Nguyễn Thanh Hải lớp Tuyển KhoángA-K59 thực hiện dưới sự hướng dẫn của thầy giáo Nguyễn Duy Chỉnh

Bộ môn Kỹ thuật cơ khí, Trường Đại học Mỏ - Địa Chất Do lần đầu tiênlàm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp, còn có nhữngmảng chưa vững lắm cho nên dù đã cố găng tham khảo tài liệu nhưngkhông thể tránh khỏi những thiếu sót.Em rất mong nhận được sựhướng dẫn tận tình và chỉ bảo của các thầy cô trong bộ môn để emcủng cố hiểu sâu hơn và nắm vững hơn những kiến thức đã học

Em xin chân thành cảm ơn!

Sinh viên:

NGUYỄN THANH HẢI

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

Thiết kế hệ dẫn động băng tải

- Lực kéo băng tải : F = 4200 ( N )

19 ta được :

- Hiệu suất bộ truyền bánh răng : ηbr = 0,97

- Hiệu suất bộ truyền đai ( xích ) : ηđ(x) = 0,95

- Hiệu suất ổ lăn : ηol= 0,99

- Hiệu suất khớp nối : ηkn= 1

η = 0,97² ( 0,99 )5.0,95.1 = 0,85

3 Công suất cần thiết trên trục động cơ :

Pyc =

lv P

 =

7,14 0,85= 8,4 ( kw )

4 Số vòng quay trên trục công tác :

1458 72,18= 20,2Chọn tỉ số truyền hộp giảm tốc: Uh =10

Tỷ số truyền bộ truyền ngoài: Uđ(x) = h

43 ta có uh = 10 => u1 = 3,83 , u2 = 2,61Tất cả các tỷ số truyền trên phải phù hợp với các giá trị trong bảngB

Công suất trên các trục khác:

Số vòng quay trên trục động cơ: nđc = 1458 (v/ph)

Số vòng quay trên trục II: n2=

1 1

n

721,8 3,83 = 188,5 ( v/ph )

Số vòng quay trên trục III: n3 =

2 2

n

188,5 2,61 = 72,2 ( v/ph )

Số vòng quay trên trục công tác: nct = n3

u kn= 72,21 = 72,2 ( v/ph )

Mômen xoắn trên trục động cơ: Mđc = 9,55.106

dc dc

P

n = 9,55.106

8,24 721,8= 109022( N.mm )

Mômen xoắn trên trục II: MII = 9,55.106.

II II

P

n = 9,55.106

7,75 188,5= 392639( N.mm )

Mômen xoắn trên trục III: MIII = 9,55.106

III III

P

n = 9,55.106

7,44 72,2= 984099( N.mm )

Mômen xoắn trên trục công tác: Mct = 9,55.106

ct ct

P

n = 9,55.106

7,14 72,2 =

PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI

I Tính toán thiết kế bộ truyền đai dẹt

Thông số đầu vào :

63 , ta được d1 = 224 ( mm )Kiểm tra vận tốc đai

Xác định d2:

d2 = uđd1.( 1 – ε ) = uđd1.( 1 – 0,015 ) = 2,02.224.( 1- 0,015 ) = 446 (mm )Tra bảng B  

4.6 1

53 chọn d2 = 450 ( mm ),chú ý chọn sao cho gần đúng vớigiá trị tính được nhất

Sai lệch tỷ số truyền : ∆u = d

3 Xác định chiều dài đai và khoảng cách trục:

Khoảng cách trục : a = ( 1,5  2,0 )( d1 + d2 ) = ( 1,52,0)(224+450) =(1011 ÷ 1348 ) ( mm ) , chọn a =1250,chú ý chọn a nhỏ khi v lớn vàngược lại

Chiều dài đai:

Lấy L = 4000 ( mm ), chú ý làm tròn và cộng thêm 100400 mm tùytheo cách nối đai

Số vòng chạy của đai trong một giây:



= 180−

57 ( 450−224 )

1250 =169,7 ° ≥150° nếu đúng => thỏamãn ,nếu sai thì tăng a, tính lại L và tính lại α1

5 Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai:

Tiết diện đai:

A = b.δ =  

t d F

55 với loại đaicao su ta chọn được d1 max

4.1 1

51 ,ta dùng loại đai vải cao su ,không có lớp lót (có lớp lót,

số lớp lót…), chiều dài đai δ = 5,6 ( mm ), dmin = 20( mm )

Kiểm tra: d1 ≥ dmin , nếu đúng => thỏa mãn, nếu sai thì tăng d1 và tính lại

với k1 k2 là hệ số phụ thuộc vào ứng suất căng ban đầu

Tra bảng B  

4.9 1

56 với σ0 = 1,8 Mpa, ta được k1 = 2,5 , k2= 10 => F 0 = 2,5

-10.5,6

224 = 2,25 Cα – Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1:

Cα = 1- 0,003180    1= 1- 0,003(180°- 169,7°) = 0,97

Cv- Hệ số ảnh hưởng của lực ly tâm đến độ bám của đai trên bánh đai :

Cv = 1- kv(0,01 v2 -1), do sử dụng đai vải cao su nên kv = 0,04

Cv = 1- 0,04(0,01.17.12-1) = 0,92

C0- Hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí của bộ truyền và phương pháp căngđai Tra bảng B  

4.12 1

57 với góc nghiêng của bộ truyền ngoài β = 40°,tađược C0 = 1

Tra bảng B  

4.1 1

51 , ta được b = 63 ( mm ),chú ý chọn b lớn hơn và gầnnhất với giá trị vừa tính được

21.26 2

164 theo chiều rộng đai b =

63 ,được B = 71 1( mm )

6 Xác định sức căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

Sức căng ban đầu : F0 =  0 b= 1,8.5,6.63 = 635,04 ( N )

Lực tác dụng lên trục : Fr = 2F0

1

sin 2



 

 

 = 2.635,04.sin(169,72 )= 1265 ( N )

7 Bảng tổng hợp các thông số cơ bản của bộ truyền đai dẹt:

Phần 3 : Tính Toán Thiết Kế Bộ Truyền Đai Trong

I Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Thông số đầu vào:

- Giới hạn chảy: σ ch 1 = 580 ( Mpa )

Chú ý: Chọn vật liệu của hai bánh răng đều phải là vật liệu nhóm I :

HB ≤ 350 và nên chọn HB1 = HB2 + 10 ÷ 15

NHE ; NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Do bộ truyền tải trọng tĩnh nên : NHE = NFE = 60.c.n.t𝚺

Trong đó :

⦁c- số lần ăn khớp trong một lần quay ,c =1

⦁n- vận tốc vòng của bánh răng

⦁t𝚺 – tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

Bánh răng chủ động : NHE1 = NFE1 = 60.c.n1.t=60.1.188,5.18900

S H 2 Z R Z v K xH K HL2=530. 1

1,1=481,8 (MPa)[F1] =σ0Flim1

M1 – Mômen xoắn trên trục chủ động: M1 = 392639 ( N.mm )

[σ H] – Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ H] = [σ H 1]+[σ H 2]

2 = 495,4 ( Mpa )

u – Tỷ số truyền: u = 2,61

∆u = |u t−u

u |.100% = 2,61−2,62,61 = 0,38% < 4% nếu đúng => thỏa mãn, nếusai thì chọn lại Z1 và Z2

c Xác định góc nghiêng của răng:

=>α t =α tw = arctag(cosβ tgαα ) = arctag(tgα20 °0,95 ) = 20,96°

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở:

Ra = 2,5 ÷ 1,25 => ZR = 0,95

HB < 350 => Zv = 0,85.v0,1 = 0,86 khi v >5 ( m/s ) còn khi v≤ 5 ( m/s )thì Zv = 1

da2 = dw2 = 262 ( mm ) < 700 ( m/s ) => KXH = 1 là hệ số xét đến ảnhhưởng của kích thước

Chọn YR = 1 – Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt chân răng

Ys = 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,08 – 0,0695.ln(3) = 1,004 là hệ số xét đến

độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất , với m – môđun, tínhbằng mm

Do da2≈ dw2 = 286 ( mm )≤ 700 ( mm )=>KxF = 1 là hệ số xét đến ảnhhưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn

δ H , δ k: tra bảng B6.15107[1]

gα0:tra bảng B6.16107[1]

bw = Ѱ ba a w = 0,3.198 = 59,4

6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:

a Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc:

σ H = ZMZHZε√2 M1K H(u t+ 1)

b w u t d w 12 ≤[σ H][σ H]- Ứng suất tiếp xúc cho phép

ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp , tra bảng B

sin ⁡(2 α tw) = √sin (2.20,96 °) 2.cos17,1 ° = 1,7

Zε – Hệ số sự trùng khớp của răng, phụ thuộc vào hệ số trùng khớpngang ε α và hệ số trùng khớp dọc ε β:

KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

b Kiểm nghiệm về độ bền uốn

σ F 1 = 2 M1K F Y ε Y β Y F 1

b w d w 1 m ≤[σ F 1]

σ F 2 = σ F 1 Y F 2

Y F 1 ≤[σ F 2]

[σ F 1];[σ F 2] - Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động

KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn:

Y F 1 ;Y F 2 - Hệ số dạng răng, phụ thuộc vào số răng tương đương:

Z v1 = Z1

cosβ3 = 0,95353 = 40,8 Z v 2 = Z2

cosβ3 = 0,95913 = 106,14Tra bảng B6.18109 [ 1 ] với:

Nếu đúng => thỏa mãn, nếu sai thì tăng m và tính lại

c Kiểm nghiệm về quá tải:

σ Hmax = σ H√K qt = 462.√ 1,8 = 620 ( MPa ) ≤[σ H]max = 2,8.σ ch 2 = 2,8.450 = 1260( MPa )

σ Fmax 1 = K qt σ F 1 = 1,8.107,1 = 192,78 ( MPa ) ≤[σ F 1]max = 0,8.σ ch 1 = 0,8.580 =

Ở đây Kqt là hệ số quá tải: Kqt = M max

Thông số Kí hiệu Đơn vị Giá trị

II.Tính toán truyền động răng côn răng thẳng:

Thông số đầu vào :

- Giới hạn bền: σ b 1 = 850 ( Mpa )

- Giới hạn chảy: σ ch 1 = 580 ( Mpa )

Chú ý: Chọn vật liệu của hai bánh răng đều phải là vật liệu nhóm I :

tz - tổng số giờ làm việc của bánh răng.

=>NHE1 = NFE1 = 60.c.n1.t Σ = 60.1.721,8.18900 = 819.106

NHE2 = NFE2 = 60.c.n2.t Σ = 60.c.n1

u.t Σ = 60.1.721,83,83 18900 = 214.105

Ta có:

NHE1> NHO1 => lấy NHE1 = NHO1 => KHL1 = 1

NHE2> NHO2 => lấy NHE2 = NHO2 => KHL2 = 1

NFE1> NFO1 => lấy NFE1 = NFO1 => KFL1 = 1

NFE2> NFO2 => lấy NFE2 = NFO2 => KFL2 = 1

b Ứng suất cho phép khi quá tải:

[σ H]max = 2,8.min(σ ch 1;σ ch 2 ) = 2,8.580 = 1624 ( MPa )

[σ F 1]max = 0,8.σ ch 1 = 0,8.580 = 464 ( MPa )

[σ F 2]max = 0,8.σ ch 2 = 0,8.450 = 360 ( MPa )

3 Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài:

√0,27.(1−0,27) 3,83 481,8109022.1,13 2

= 176 ( mm)

4 Xác định các thông số ăn khớp:

a Xác định mô đun vòng ngoài và vòng trung bình mte; mtm:

Đường kính vòng chia ngoài:d el= 2 R e

Mô đun vòng trung bình: mtm = (1 - 0,5Kbe)mte = ( 1 -0,5.0,27).3 = 2,595( mm )

Tỷ số truyền thực tế: Ut = Z2

Z1 = 11530 = 3,833Sai lệch tỷ số truyền:

∆u = |u t−u

u |.100% = 3,833−3,833,83 100%= 0,3% < 4% nếu đúng => thỏa mãn,nếu sai thì chọn lại Z1 và Z2

Tra bảng B6.13106[ 1 ] với bánh răng trụ răng thẳng và v = 3,23 ( m/s ) tađược cấp chính xác của bộ truyền là : CCX = 8

da2 = dm2 = 298,425 ( mm ) < 700 ( m/s ) => KXH = 1; KXF = 0,95

Ta có khoảng cách trục :a w = 49,5(3,83 +1)3

√481,8109022.1,032 3,83 0,33 = 173,6( mm ), làm tròn a w đến số nguyên gần nhất =>a w = 174

Môđul: m = (0,01 ÷0,02)aw = ( 1,74÷ 3,48 )(mm )

Tra bảng B6.899 [ 1 ]chọn m theo tiêu chuẩn m = 2 (mm )

Chọn YR = 1 – Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt chân răng

Ys = 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,08 - 0,0695.ln2 = 1,03 ( mm )

6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:

a Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc:

σ H = ZMZHZε√2 M1K H√u t2+1

0,85 b w u t d m 12 ≤[σ H][σ H]- Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ H] = 481,8

ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp: tra bảng B

b - Chiều rộng vành răng: b = KbeRe = 0,27.176 = 47,52 ( mm ); ( chú ýlàm tròn )

Nếu không => quá thừa bền => cần giảm Ѱ ba nếu có thể hoặc giảm aw

b Kiểm nghiệm về độ bền uốn:

Nếu đúng => thỏa mãn, nếu sai thì tăng m và tính lại.

c Kiểm nghiệm về quá tải:

σ Hmax = σ H√K qt = 481,8.√ 1,8= 646,4 ( MPa ) ≤[σ H]max = 1624 (MPa)

σ Fmax 1 = K qt σ F 1 = 1,8.77,1 = 138,78 ( MPa ) ≤[σ F 1]max = 464 ( MPa )

σ Fmax 2 = K qt σ F 2 = 1,8.79,5= 143,1 ( MPa ) ≤[σ F 2]max = 360 ( MPa )

Nếu đúng => thỏa mãn nếu sai thì chọn lại vật liệu và tính lại

Ở đây Kqt là hệ số quá tải: Kqt = M max

M = 1,8

7 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng:

Đường kính vòng chia : de1 = mteZ1 = 3.30 = 90 ( mm )

de2 = mteZ2 = 3.115 = 345 ( mm )

Chiều cao đầu răng ngoài: hte = cosβ = cos 0°=¿1

hae1 = ( hte + x1 )mte = ( 1 + 0,33 ).3 = 3,99 ( mm )

hae2 = ( hte + x2 )mte = ( 1- 0,33 ).3 = 2,01 ( mm )

Chiều cao chân răng ngoài: hfe1 = he – hae1= 6,6 – 3,99 =2,61 ( mm )

hfe2 = he – hae2= 6,6 - 2,01 = 4,59 ( mm )

Đường kính đỉnh răng ngoài:

dae1 = de1 +2hae1cosδ1 = 90 + 2.3,99.cos14,62° = 97,72( mm )

dae2 = de2 +2hae2cosδ2 = 345 + 2.2,01.cos75,38° = 346,01( mm )

8 Bảng tổng hợp các thông số bộ truyền :

Góc côn chia δ1 ° 14,62°

Chiều cao đầu răng

Thường chọn nối trục đàn hồi:

Chọn nối trục theo điều kiện: {M t ≤ M kn cf

d t ≤d kn cf

Mt - Mômen xoắn tính toán Mt = k.M với :

k - Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy Tra bảng B16.158 [ 2 ] talấy k = 1,2

M - Mômen xoắn danh nghĩa trên trục:

2 Kiểm tra độ an toàn của khớp nối

Khớp nối được kiểm nghiệm theo 2 điều kiện:

a Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:

σ d = Z D 2 k M

0d c I3≤[σ d], trong đó:

[σ d] - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su.Ta lấy [σ d] = (2÷4) MPa

Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đần hồi

σ d = Z D 2 k M

0d c I3 = 2.1,2.9840998.160.18 36 = 2,85 (MPa)¿[σ d]

b Điều kiện bền của chốt:

3 Các thông số cơ bản của nối trục đàn hồi:

)

II Thiết kế trục

1 Chọn vật liệu làm trục

Thường dùng thép 45 thường hóa hoặc tôi cải thiện để tạo trục

2 Xác định lực và sơ đồ phân bố lực tác dụng lên trục:

a Sơ đồ tác dụng lên các trục

Ft 1

Fa1

Fa2

Fa2 Ft2 Fa4 Ft3

Fr3 Fr4

Ft4

Fr1 Fa3

x

y

z

b Xác định giá trị các lực tác dụng lên trục, bánh răng:

c - Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền đai: Fđ = 4200 (N)

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

- Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục

Tra bảng B10.2189[1] chọn được chiều rộng ổ lăn trên các trục:

Ta đi tính lmki, lk1, lki, lcki và bki.

Trong đó:

- k – Số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc (k = 1…3)

o i – số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết cótham gia truyền tải trọng

i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ.

i = 2…s, với s là số các chi tiết quay (bánh răng, đĩa xích, và khớp nối)

o lk1 – khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

o lki – khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k ;

o lmki – chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục k

o lcki – khoảng côngxôn (khoảng chìa) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ.

lcki = 0,5(lmki + bo) + k3 + hn với k3 – khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ (bảng 10.3)

o hn – chiều cao nắp ổ và đầu bulông

o bki – chiều rộng vành răng thứ i trên trục thứ k.

+ Chiều dài may ơ bánh đai:

lm12 = (1,2 ÷ 1,5).d1 = (1,2 ÷ 1,5).35 = (42 ÷ 52,5) =>chọn lm12 = 50(mm)

+ chiều dài may ơ bánh răng côn:

Với bánh răng côn nhỏ:

Xác định chiều dài các đoạn trục theo B10.4191[1]

Fa1Fr1

y B

z

y A

B

Z1

Fd F

F

d y

d z

Trên mp (xOz) ta có: Ft1, RAz, RBz

Rz = Ft1 + RAz + RBz + Fd.sinβ= 0 (3)

∑MB = Ft1.l13 + RAz.l11 + Fd.sinβ.l12= 0 (4)(4) => RAz =

−F t 1 l13−F d sin l 12

−1982.152,3−4200 sin 40.60,5

Vậy RAz ngược chiều với chiều giả thiết.

=> RBz = 215,3 (N)

A D

l

21 23

22

x

y

z o

B C

C z

R

A y

R

A z

z O

(10) => RAz = F t 4 l32

l31 = 7139.75.5237 = 2274 (N)(9) => RCz = RAz – Ft4 = 2274 – 7139 = -4865 (N)

Vậy RCz có chiều ngược lại với chiều giả sử

Ta thấy mặt cắt tại B là có tiết diện nguy hiểm nhất

4 Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn( tính chính xác trục)

Ta có:

- Hệ số an toàn tính theo công thức

n = n σ n τ

√nσ2+nτ2n

Trong đó: n hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

n: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp

σ-1 = (0,4÷0,5)σb = 270 ; τ-1 = (0,2÷0,3)σb = 150

a : biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện của trục

W : mômen cản uốn của tiết diện (do trục có then nên tra bảng7.3b)

Wo :mômen cản xoắn của tiết diện (do trục có then nên tra bảng7.3b)

K: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn tra bảng

 : hệ số tăng bền bề mặt trục β = 1

m: giá trị trung bình ứng suất pháp

, ψ σ: hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đếnsức bền mỏi

m : là trị số trung bình của ứng xuất tiếp

Mu, Mx : là mômen uốn và mômen xoắn

= 2,35

4 Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột

Khi chịu quá tải trục có thể bị gãy đột ngột hoặc biến dạng dẻo quá lớn Điều kiện an toàn để tránh dạng hỏng trên là:

Trong quá trình làm việc, mối ghép then và then hoa có thể bị hỏng

do dập bề mặt làm việc, ngoài ra then có thể hỏng do bị cắt Khi thiết kếthen thường dựa và đường kính trục để chọn kích thước tiết diện then.Chiều dai then thường lấy bằng (0,8 – 0,9) chiều dài may ơ sau đó tiếnhành kiểm nghiệm mối ghép then về độ bền dập và độ bền cắt

Tính bền mối ghép then: theo điều kiện bền dập và bền cắt sau đây: