Chương 3: Tính toán sức bền và chi tiết máy

Ch-ơng 3: Tính toán sức bền và chi tiết 3.1 Tính toán công suất chạy dao.. Tính lực cắt Ta thấy rằng khi phay nghịch thì lực cắt sẽ lớn nhất do đó ta chỉ cần tính lực cắt trong tr-ờng hợ

Ch-ơng 3: Tính toán sức bền và chi tiết

3.1 Tính toán công suất chạy dao.

Tính lực cắt

Ta thấy rằng khi phay nghịch thì lực cắt sẽ lớn nhất do đó ta chỉ cần tính lực cắt trong tr-ờng hợp phay nghịch

Theo bảng ta có

D

t Z

B

C

K y Z

90

12 31 , 0 8 100 682

.

.

.

82 , 0 72 ,



























với PZ=(0,5  0,6)P0=(0,5  0,6).41505=(20753  24903) N

lấy PZ=24903 N

PS=(1  1,2)P0= (1  1,2)41505=(41505 49806) N

P0=P0=0,245105=8301 N

Px=0,3.P0.tg()=0,3 41505 tg(30)=7189 N

Tính lực chạy dao

Q K.Px f ' PzPyG

Q = 1,17189+0,15(24903+49806+2000)=19414 N

81 , 9 102 60

5 , 13 24903 81

, 9

.

102

.

60

.





Nđc=NC 7 , 47KW

75 , 0

6 ,





Công suất động cơ hộp chạy dao

Nđcs=K.Nđc=0,15.7,47=1,12 KW

Bảng tính toán động lực học

ntrục nmin ntính Ntrục Mx tính dsb dchọn

Với

Ntính=nmin.4

min

max

n

NTrục=Nđc.i

Với i:là hiệu suất từ động cơ tới trục thứ i

n

N [Nm]

3.2 tính bánh răng

Tính mô đun Trong hộp chạy dao ta chỉ dùng một loại mô đun do

đó ta chỉ cần tính mô đun trong một cặp bánh răng còn các bánh răng khác có mô đun t-ơng tự Giả sử ta tính mô đun cho cặp bánh răng 24/26

mn Z y u nK N

min

.

1950

10







N: công suất trên trục N =1,08 KN

nmin số vòng quay nhỏ nhất trên trục nmin=851

y: hệ số dạng răng chọn y=0,25

=610

z1=24

n= 35000 N/cm2

K hệ số tải trọng

K=Kđ.Ktt.KN

Kđ: hệ số tải trọng động Kđ=1,3

Ktt: Hệ số tập trung tải trọng lấy Ktt=2

KN: chu kỳ tải trọng KN=1

45 , 1 851

08 , 61 , 2 35000 25 , 0 10

24

1950



mn

theo sức bền tiếp xúc.

 

3

0

2

.

1

6800

.

100

n

N K i

i

tx

















i: tỉ số truyền i=0,375

0=0,71,6 lấy 0=1

  tx  203  260N/cm2 chọn   tx  250N/cm2

3

2

16 , 2 851 1 375 , 0

08 , 1 6 , 2 375 , 1 2000

6800

.

100

100













Các thông số chủ yếu

đ-ờng kính vòng chia dc=m.z=2,5.24=60mm

đ-ờng kính vòng cơ sở d0= dc.cos(20)=56mm

đ-ờng kính vòng đỉnh De=dc+2m = 65 mm

đ-ờng kính vòng chân dc=60mm

b:chiều rộng bánh răng b=.m=2,5.10=25mm

khoảng cách trục

A=1/2.m(Z1+Z2)=1/2.2,5(24+65)=110 mm

3.1.3 Tính trục trung gian

Giả sử trên trục 2 : nh- ta đã tính ở phần tr-ớc ta có trên trục

2

N = 1,03 (KW) Tốc độ tính toán: n = 319 (v/ phút)

Mômen xoắn tính toán Mx = 314 (Nm)

Đ-ờng kính sơ bộ trục 2: d2 = 25 (mm)

Ta tính trục 2 nh- sau: Đ-ờng kính trục tại chỗ lắp bánh răng

d=25(mm)

Đ-ờng kính trục tại chỗ lắp ổ là d=20(mm)

Ta thấy rằng trục nuy hiểm nhất khi bánh răng z = 64 và z = 18 cùng làm việc

Lực tác dụng lên bánh răng

Với bánh răng z = 64 ; m = 2,5

Đ-ờng kính vòng lăn d1 = z.m = 64.2,5 = 160 (mm)

Ta có Ft2 = 2M/d1 = 2 314000/160 = 3925 (N)

Lực h-ớng tâm Fr2 = Ft tg = Ft tg 200

= 3925 tg200 = 1429(N) Với bánh răng z = 18 ; m = 2,5

Đ-ờng kính vòng lăn d1 = z.m = 18.2,5 = 45 (mm)

Ta có Ft2 = 2M/d1 = 2 314000/90 = 13956 (N)

Lực h-ớng tâm Fr2 = Ft tg = Ft tg 200

= 5080(N) Sơ đồ ăn khớp

Tính phản lực ở ổ và vẽ biểu đồ mômen uốn , xoắn

Phản lực ở ổ sinh ra bởi Fr1 , Fr2

Giả sử phản lực đó là RA, RB va có chiều nh- hình vẽ

Xét trong mặt phẳng yoz

Các lực tác dụng lên trục Fr1 , Fr2 , RAY, RBY

Với Fr1Y = Fr1 cos 300 = 4399(N)

Ta có ph-ơng trình cân bằng

Fr1 - (RAY + RBY + Fr2) = 0 (1)

Fr1 l1 - RBY.l2 - Fr2 l3 = 0 (2)

Từ (1)(2) ta có :

l1

l2 l3

Ft2 Fr2

Ft2 Fr2

0

Y

Z X

l2 l3

0

X

Y

Fr2

l1

Ft2

Fr2 Rby

Ray

RAY = 2400(N)

RBY = 570(N) Xét trong mặt phẳng xoz Các phản lực là RAX , RBX

Với Fr1X = Fr1 cos600 = 5080.cos60 = 2540 (N)

Ta có ph-ơng trình

Fr1X - RAX - RBX = 0 (1)

Fr1X l1 - RBX.l2 = 0 (2)

Từ (1)(2) ta có :

RAX = 1270(N)

RBX = 1270(N)

Tính chính xác trục :

Ta dễ thấy rằng có 2 tiết diện cần phải kiểm tra đó là tiét diện <I - I> lắp bánh răng z = 18 và tiết diện <II-II> chỗ lắp ổ B

Vẽ biểu đồ mô men uốn xoắn

l2 l3

0

X

Y

Fr2

l1

Ft2

Fr2

Biểu đồ mô men uốn trong mặt phẳng xoz Mô men uốn tại chỗ lắp bánh răng Z=18

Mu1x=Ray.l1=1270.160=203200 N.mm Mô men uốn tại ổ B:

Mu2x=0

Xét trong mặt phẳng yoz

Mô men uốn tại chổ lắp bánh răng Z=18

Mu1y=Ray.l1=2400.160=384000 N.mm Mô men uốn tại ổ B:

Mu2y=Fr2.(l3-l2)=1429.45=64305 N.mm Biểu đồ mô men xoắn :

Mô men xoắn tại chỗ lắp bánh răng Z=18

Mx1=Ft1.d1/2=314000 N.mm

Mô men xoắn tại chỗ lắp bánh răng Z=64

Mx2=Ft2.d2/2=314000 N.mm

Từ đó ta có biểu đồ mô men

Rby

Rbx Fr1

Ray

Rax

Muy Mux Mx

203200 N.mm

384000 N.mm 64350 N.mm

314000 N.mm

Ft 2

Ft 1

Xét tại tiết diện I - I

Mômen uốn tại I - I:

Với Mux = RAX l1 = 1270 160 = 203200(Nmm)

Muy = RAY l2 = 2400 160 = 384000(Nmm)

Mu = 434449 (Nmm) Mômen xoắn: MX = 314000(Nmm)

Ưng suất uốn:

Xét tại tiết diện II-II chổ lắp ổ B

MuII MUIIX MUIIY

2



Mu2x=Fr2

Mu2x=Fr2.(l3-l2)1429.45=64305 (N.mm)

MUII=Mu2 y=64305 (N.mm)

Mô men xoắn tại II-II

MX=314000 (N.mm)

Tính chính xác đ-ờng kính trục

3

1 4

2 2 1

2 1

).

1 (

).

(

] ).

1 (

[

.

17

,

2

n

M C K M

C K

d

C T

UC





















với  là tỉ số giữa 2 đ-ờng kính ngoài và trong của trục Do trục

đặc nên =0

n:hệ số an toàn

2 uY

2 ux

u M M

C1 C2 giá trị phụ thuộc quá trình cắt

C1C2=0,250,3 chọn C1C2=0,3

1



 :ứng suất mỏi

1



 =(0,40,5)0

Với vật liệu làm trục là thép C45

ứng suất chảy C=400 N/mm

giới hạn bền

0

 =800 MPa

1



 =0,45.800=340 MPa

K,K hệ số kể đến ảnh h-ởng của tập trung ứng suất uốn

và xoắn

K=K =1,7 2chọn K ,K =1,8

Từ đó tính đ-ợc đ-ờng kính chính xác của trục tại chỗ lắp bánh răng Z=18 và chỗ lắp ổ

Tại tiết diện I-I

3

2 2

1

5 , 1 340

] 314000 ).

3 , 0 8 , 1 400

340 [(

) 434449

.

8

,

1



tại tiết diện II-II

3

2 2

2

5 , 1 340

] 314000 ).

8 , 1 400

340 [(

) 4305

.

8

,

1

