THIẾT KẾ HỆ THỐNG TỜI ĐIỆN - CHI TIẾT MÁY

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG .... Thông số của bộ truyền đai thang ..... Xác định công suất động cơ: Công suất động cơ phải lớn hơn công suất cần thiết: ??? ≥ ???Trường hợp tải trọng k

Tp Hồ Chí Minh, ngày 10 tháng 7 năm 2020

Đề: THIẾT KẾ HỆ THỐNG TỜI ĐIỆN

MỤC LỤC

A THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG TỜI ĐIỆN 1

1 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN 1

1.1 Xác định công suất động cơ: 1

1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ: 2

1.3 Chọn động cơ điện: 3

1.4 Bảng đặc tính 4

2 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 5

2.1 Thông số ban đầu 5

2.2 Trình tự thiết kế 6

2.3 Thông số của bộ truyền đai thang 9

3 TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC 10

3.1 Các thông số ban đầu 10

3.2 Chọn vật liệu 10

3.3 Xác định ứng suất cho phép 10

3.4 Tính khoảng cách trục 12

3.5 Xác định các thông số ăn khớp : 12

3.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc : 13

3.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : 15

3.8 Các thông số và kích thước bộ truyền : 17

4 TRỤC 20

4.1 Bảng số liệu 20

4.2 Trục I 20

4.3 Trục II 25

4.4 Kiểm nghiệm then 30

4.5 Bảng thông số 31

5 Ổ LĂN 32

5.1 Chọn ổ lăn trục 1 32

5.2 chọn ổ lăn trục 2 34

5.3 Kết luận 36

6 CHỌN NỐI TRỤC 37

B MỐI GHÉP REN 39

1 Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bu lông 39

2 Sử dụng phương án bu lông lắp có khe hở giữa lỗ và bu lông 41

3 Sử dụng phương án bu lông lắp không có khe hở giữa lỗ và bu lông 42

C TÀI LIỆU THAM KHẢO 43

A THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG TỜI ĐIỆN

Lực kéo tời 𝐹 = 8000𝑁

Vận tốc vòng 𝑣 = 0,28 𝑚/𝑠

Đường kính tang trống 𝐷 = 135 𝑚𝑚

Góc nghiêng bộ truyền đai: 20°

Thời gian phục vụ 𝐿 = 6 𝑛ă𝑚

Quay 1 chiều, làm việc 2 ca.( 1 năm làm 300 ngày ,1 ca làm việc 8h )

1 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN

1.1 Xác định công suất động cơ:

Công suất động cơ phải lớn hơn công suất cần thiết:

𝑃𝑑𝑐 ≥ 𝑃𝑐𝑡Trường hợp tải trọng không đổi: công suất tính toán là công suất làm việc trên

trục máy công tác

𝑃𝑡 = 𝑃𝑙𝑣 = 𝐹𝑣

1000 =8000.0,28

1000 = 2,24 𝑘𝑊 ( CT: 2.10 và 2.11 TTTKHDĐCK 1)

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

𝑃𝑐𝑡 =𝑃𝑡

𝜂Hiệu suất chung của hệ thống:

 = đ𝑎𝑖 𝑏𝑟 𝑜𝑙 2 𝑘𝑛 𝑜𝑡Trong đó:

+đ𝑎𝑖 = 0,95 : hiệu suất bộ truyền đai ( 0,95 ÷ 0,96 ) +𝑏𝑟 = 0,97 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

( 0,96 ÷ 0,98 ) +𝑜𝑙 = 0,995 : hiệu suất của ổ lăn (0,99 ÷ 0,995) +𝑘𝑛 = 0,98 : hiệu suất khớp nối trục đàn hồi

+𝑜𝑡 = 0,99 : hiệu suất của ổ trượt (0,98 ÷ 0,99) Vậy: = 0,95.0,97 0,9952 0,98.0,99 = 0,885

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Tỉ số truyền chung của hệ:

𝑢𝑡 = 𝑢ℎ𝑔𝑡 𝑢đĐối với hộp giảm tốc bánh răng nghiên 1 cấp, tỉ số truyền 𝑢ℎ𝑔𝑡 : 3 ÷ 5 Đối với bộ truyền đai thang, tỉ số truyền 𝑢đ :2 ÷ 5

Khớp nối trục : 𝑢𝑘𝑛 = 1

Vậy 𝑢𝑡 = 𝑢ℎ𝑔𝑡 𝑢đ 𝑢𝑘𝑛 = (3 ÷ 5) ∗ (2 ÷ 5) ∗ 1 = 6 ÷ 25

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

𝑛𝑠𝑏 = 𝑛𝑐𝑡 𝑢𝑡 = 39,6 ∗ (6 ÷ 25) = 237,6 ÷ 990 𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡

Động cơ Số vòng quay

của động cơ (vg/ph)

Tỉ số truyền chung, 𝑢𝑐ℎ

Bộ truyền đai, 𝑢đ

Bộ truyền hộp giảm tốc 1 cấp kín 𝑢ℎ𝑔𝑡

Khớp nối, 𝑢𝑘𝑛

8,96 4,48 2,98 2,21

Cos φ η % 𝑇𝑚𝑎𝑥

𝑇𝑑𝑛

𝑇𝑘

𝑇𝑑𝑛4A112MA6Y3 3 945 0,76 81 2,2 2,0

𝑃I = 𝑃II

𝑜𝑙 𝑏𝑟 =

2,3010,995.0,97= 2,392 𝑘𝑊

𝑃tđc = 𝑃I

𝑜𝑙 𝑑 =

2,3920,995.0,95= 2,531 𝑘𝑊

- Số vòng quay trên các trục:

𝑛1 =𝑛𝑑𝑐

𝑢đ =

9452,98 = 317,1 (vg/ph)

2 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

2.1 Thông số ban đầu

Công suất truyền đến: 𝑃𝑡đ𝑐 = 2,531 𝑘𝑊

Số vòng quay 𝑛đ𝑐 = 945 𝑣𝑔/𝑝ℎ

Moment xoắn 𝑇đ𝑐 = 25,578 𝑁𝑚

Tỉ số truyền 𝑢đ𝑐 = 2,98

Theo hình 4.22 ta chọn thang đai loại A

Chọn 𝑑2 theo tiêu chuẩn 𝑑2 = 400𝑚𝑚

2.2.4 Chọn sơ bộ khoảng cánh trục a theo đường kính d2:

Vì 𝑢đ = 2,98 nên chọn khoảng cánh trục sơ bộ 𝑎 = 𝑑2 = 400 = 400 𝑚𝑚

2.2.5 Kiểm tra điều kiện khoảng cách trục

2(𝑑1+ 𝑑2) ≥ 𝑎 ≥ 0,55 (𝑑1+ 𝑑2) + ℎ

 2 (125 + 400) ≥ 𝑎 ≥ 0,55 (125 + 400) +8

1050 ≥ 𝑎 ≥ 296,75 Vậy a sơ bộ thỏa điều kiện

2.2.6 Tính chiều dài đai L theo a sơ bộ:

𝐿 = 2𝑎 +𝜋 (𝑑1+ 𝑑2)

(𝑑2− 𝑑1)24𝑎

Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝐿 = 1800 𝑚𝑚

2.2.7 Số vòng chạy của đai trong 1 giây:

𝑖 =𝑣1

𝐿 =

6,1851,8 = 3,436

1

𝑠 > [𝑖] = 10

1𝑠

2.2.8 Tính chính xác lại a theo L tiêu chuẩn:

𝑎 = 𝑘 + √𝑘2− 8∆2

4 = 467,44𝑚𝑚 ≈ 467 𝑚𝑚 Giá trị a vẫn nằm trong khoảng giá trị cho phép

𝐶𝑢 = 1,14

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc:

𝐶𝑣 = 1 − 0,05(0,01𝑣2− 1) = 1 − 0,05(0,01 6,1852− 1) = 1,03 + Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai L:

𝐶𝐿 = √𝐿 𝐿6 ⁄ 0 = √1800 17006 ⁄ = 1,0096 + Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của phân bố không đều tải trọng giữa các

dây đai:

𝐶𝑧 = 0,95 (giả sử 𝑍 = 2 ÷ 3)

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng:

𝐶𝑟 = 0,8 (tải trọng dao động nhẹ) (bảng 4.8)

𝑍 ≥ 𝑃1

[𝑃0]𝐶𝛼𝐶𝑢𝐶𝐿𝐶𝑧𝐶𝑟𝐶𝑣 =

2,5311,6.0,953.1,14.1,0096.0,95.0,8.1,03 = 1,84 Chọn 𝑍 = 2 (Thỏa giả sử chọn 𝑧 = 2 ÷ 3 khi chọn 𝐶𝑧)

2.2.11 Tính chiều rộng và đường kính bánh đai ngoài :

Chiều rộng bánh đai:

𝐵 = (𝑍 − 1) 𝑒 + 2𝑓 = (2 − 1) 15 + 2.10 = 35𝑚𝑚 (𝑏ả𝑛𝑔 4.4 𝑡𝑟 130) Đường kính ngoài bánh đai:

Z d1, mm d2, mm a,mm L,mm B ,mm

3 TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC

3.1 Các thông số ban đầu

Công suất đầu vào: 𝑃1 = 2,392 𝑘𝑊

Moment xoắn𝑇1 = 72,039 𝑁𝑚

Tỉ lệ truyền 𝑢 = 8

Số vòng quay 𝑛 = 317,1 𝑣𝑔/𝑝ℎ

Thời gian phục vụ L: 6 năm

Quay 1 chiều, làm việc 2 ca.( 1 năm làm 300 ngày ,1 ca làm việc 8h )

• Số chu kì thay đổi ứng suất cơ khi thử về tiếp xúc:

𝑁𝐻𝑜1 = 30 𝐻𝐻𝐵12,4 = 30 2702,4 = 2,05 107

𝑁𝐻𝑜2 = 30 𝐻𝐻𝐵22,4 = 30 2552,4 = 1,79 107

• Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương 𝑁𝐻𝐸:

𝑁𝐻𝐸 = 𝑁𝐹𝐸 = 𝑁 = 60𝑐𝑛𝑡Σ = 60.1.317,1 (6.300.8) = 2,74.108Trong đó :

𝑠𝐻 =

580.11,1 = 527,27 𝑀𝑃𝑎

𝑠 𝐹 𝐾𝐹𝐿2 =459.1.1

1,75 = 262,29 𝑀𝑃𝑎 [𝜎𝐻] = 0,5√[𝜎𝐻12 ] + [𝜎𝐻22 ] = 382,6 𝑀𝑃𝑎

Vì [𝜎𝐻] 𝑘ℎô𝑛𝑔 𝑡ℎỏ𝑎 đ𝑖ề𝑢 𝑘𝑖ệ𝑛[𝜎𝐻]𝑚𝑖𝑛 ≤ [𝜎𝐻] ≤ 1,25[𝜎𝐻]min 𝑛ê𝑛 𝑡𝑎 𝑐ℎọ𝑛

[𝜎𝐻] = 1,25[𝜎𝐻]𝑚𝑖𝑛 = 1,25.527,27 = 659 𝑀𝑃𝑎

[𝜎𝐹1] = 277,71 𝑀𝑃𝑎

[𝜎𝐹2] = 262,29 𝑀𝑃𝑎

• Ứng suất quá tải cho phép :

[𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥 = 2,8𝜎𝑐ℎ2 = 2,8.450 = 1260 MPa [𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥 = 0,8 𝜎𝑐ℎ1 = 0,8.580 = 464 Mpa [𝜎𝐹2]𝑚𝑎𝑥 = 0.8 𝜎𝑐ℎ2 = 0,8.450 = 360 𝑀𝑃𝑎

𝜓𝑏𝑎 = 0,3 Tra theo bảng 6.6 bánh răng ở vị trí đối xứng so với ổ lăn

𝐾𝑎 = 43 Tra theo bảng 6.5 bánh răng nghiêng và vật liệu hai bánh răng là thép

𝜓𝑏𝑑 = 0,5𝜓𝑏𝑎 ( 𝑢 + 1) = 0,5.0,3.(8 + 1) =1,35 cặp bánh răng ăn khớp ngoài Tra theo bảng 6.7 𝜓𝑏𝑑 = 1,35 sơ đồ 6 ta có hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng 𝐾𝐻𝛽 = 1,07

𝑎𝑤 = 43(8 + 1) √72309 1,07

6592 8.0,3

3

= 162,65 𝑚𝑚 Theo tiêu chuẩn chọn 𝑎𝑤 = 200 𝑚𝑚

3.5 Xác định các thông số ăn khớp :

m=(0,01 ÷ 0,02)𝑎𝑤=(0.01 ÷ 0.02).200=(2 ÷ 4) Theo bảng 6.8 chọn modun pháp 𝑚 = 2

Góc nghiêng 𝛽:

𝑐𝑜𝑠𝛽 =𝑚(𝑧1+ 𝑧2)

2𝑎𝑤 = 2.

21 + 1682.200 = 0,945

➔ 𝛽 = 19,09°

3.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở 𝛽𝑏:

𝑡𝑎𝑛𝛽𝑏 = 𝑐𝑜𝑠𝛼𝑡.tan𝛽 = cos(21,06𝑜).tan(19,09𝑜)

21+ 1

168)]cos (19,09°) = 1,615

Hệ số kể đến sự trùng hợp của răng 𝑍𝜀 :

Do 𝜀𝛽 > 1 nên 𝑍𝜀 = √𝜀1

𝛼 = √ 1

1,615 = 0,787

ta chọn cấp chính xác là 9

Tra bảng 6.14 Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp với các thông tin : cấp chính xác 9, vận tốc 0,74 m/s ta có hệ số

𝐾𝐻𝛼 = 1,13 Tra bảng 6.15 Trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

𝛿𝐻 Tra bảng với thông số HB < 350𝐻𝐵 và dạng răng nghiêng ta có

𝛿𝐻 = 0,002

Tra bảng 6.16 Hệ số của trị số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

𝑔0 Tra bảng theo thông tin cấp chính xác 9 và modun m = 3 ta có 𝑔0 = 73

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :

Xác định chính xác ứng suất tiếp cho phép :

[𝜎𝐻]𝑐𝑥 = [𝜎𝐻] 𝑍𝑉𝑍𝑅𝐾𝑥𝐻Với 𝑣 = 0,74 𝑚/𝑠 và HB< 350 nên 𝑍𝑉 = 0,85 𝑣0,1 = 0,825

Với cấp chính xác động học là 9,chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám 𝑅𝑎 = 2,5 … 1,25𝜇𝑚, nên 𝑍𝑅 = 0,95 Đường kính vòng đỉnh răng 𝑑𝑎 ≤ 700 𝑚𝑚 𝑛ê𝑛 𝐾𝑥𝐻 = 1

[𝜎𝐻]𝑐𝑥 = [𝜎𝐻] 𝑍𝑉𝑍𝑅𝐾𝑥𝐻 = 467,91.1.0,95.1 = 444,51 𝑀𝑃𝑎

Ta thấy : 𝜎𝐻 = 468,68 MPa < [𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥 = 1260𝑀𝑃𝑎

3.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

Ứng suất uốn sinh ra :

𝜎𝐹1 = 2𝑇1𝐾𝐹𝑌𝜀𝑌𝛽𝑌𝐹1

𝑏𝑤𝑑𝑤1𝑚 ≤ [𝜎𝐹2] Tra theo bảng 6.7 với 𝜓𝑏𝑑 = 1,35 sơ đồ 6 ta có hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng 𝐾𝐹𝛽 = 1,19

Tra bảng 6.14 Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp với các thông tin : cấp chính xác 9, vận tốc 0,74 m/s ta có hệ số 𝐾𝐹𝛼 = 1,37

Tra bảng 6.15 trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp 𝛿𝐹 Tra bảng với thông số HB < 350 và dạng răng nghiêng ta có 𝛿𝐹 = 0,006 Tra bảng 6.16 hệ số của trị số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng 𝑔0 Tra bảng theo thông tin cấp chính xác 9 và modun m = 3 ta có 𝑔0 = 73

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :

𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛼𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝑣 = 1,37.1,19.1,018 = 1,66 Với 𝜀𝛼 =1,615 nên 𝑌𝜀 = 1

𝜀𝛼 = 1

1,615= 0,619 Với 𝛽 = 19,09°𝑛ê𝑛 𝑌𝛽 = 1 − 19,09°

𝑍𝑣2 = 𝑍2

𝑐𝑜𝑠3𝛽 =

168𝑐𝑜𝑠3(19,09°)≈ 200 𝑟ă𝑛𝑔 Theo bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh x= 0 Ta có trị số các hệ số dạng răng :

𝑌𝐹1 = 3,9 𝑣à 𝑌𝐹2 = 3,6 Với m = 2,𝑌𝑆 = 1,082 – 0,172ln(2)=0,963 ,; 𝑌𝑅 = 1(bánh răng

phay) ; 𝐾𝑥𝐹 = 1

(𝑑𝑎 < 400 𝑚𝑚)

Suy ra : [𝜎𝐹1] = [𝜎𝐹1]𝑌𝑅𝑌𝑆𝑌𝑥𝐹 = 277,71.1.0,963.1 = 276,43 𝑀𝑃𝑎 [𝜎𝐹2] = [𝜎𝐹2]𝑌𝑅𝑌𝑆𝑌𝑥𝐹 = 262,29.1.0,963.1 = 252,59 𝑀𝑃𝑎 Ứng suất uốn sinh ra :

• Kiểm nghiệm răng về quá tải :

⟹ Thỏa mãn điều kiện

3.8 Các thông số và kích thước bộ truyền :

2.21𝑐𝑜𝑠19,09° = 44,44 𝑚𝑚

𝑑2 = 𝑚𝑍2𝑐𝑜𝑠𝛽 =

2.168𝑐𝑜𝑠19,09°= 355,55 𝑚𝑚 Đường kính đỉnh răng

𝐹𝑟 =𝐹𝑡𝑡𝑎𝑛𝛼

𝑐𝑜𝑠𝛽 =

3254,23 𝑡𝑎𝑛20𝑐𝑜𝑠19,09° = 1253,37 𝑁 Lực dọc trục :

𝐹𝑎 = 𝐹𝑟 𝑡𝑎𝑛𝛽 = 1253,37 𝑡𝑎𝑛19,09° = 433,77 𝑁

4 TRỤC

4.1 Bảng số liệu

Trục I Trục II Công suất động cơ P(kW) 2,392 2,301

Lực dọc trục :

𝐹𝑎1 = 𝐹𝑟1 𝑡𝑎𝑛𝛽 = 1253,37 𝑡𝑎𝑛19,09° = 433,77 𝑁

4.2.3 Xác định đường kính sơ bộ trục theo công thức

4.2.4 Chọn kích thước dọc trục

𝑙 = 𝑙1+ 2𝑥 + 𝑤 = 60 + 2.10 + 40 = 120𝑚𝑚 Trong đó :

+ 𝑙1 = 𝑏𝑤 = 60𝑚𝑚(𝑐ℎ𝑖ề𝑢 𝑟ộ𝑛𝑔 𝑣à𝑛ℎ 𝑟ă𝑛𝑔) + 𝑥 = 10 𝑚𝑚 (8 ÷ 15𝑚𝑚):

𝑘ℎ𝑒 ℎở 𝑔𝑖ữ𝑎 𝑏á𝑛ℎ 𝑟ă𝑛𝑔 𝑣à 𝑡ℎà𝑛ℎ ℎộ𝑝 𝑔𝑖ả𝑚 𝑡ố𝑐 + 𝑤 = 40𝑚𝑚 (30 ÷ 55𝑚𝑚) 𝑡𝑟𝑎 𝑏ả𝑛𝑔 10.3

Ta có:

+ 𝑙 = 120𝑚𝑚 + 𝑎 = 𝑥 + 𝑤/2 + 𝑏𝑤/2 = 10 + 40/2 + 60/2 = 60 + 𝑏 = 𝑥 + 𝑤/2 + 𝑏𝑤/2 = 10 + 40/2 + 60/2 = 60 + 𝑐 = 𝑓 = 60𝑚𝑚

+ 𝑙1 = (1 ÷ 1,5)𝑑1𝑐ℎọ𝑛 𝑙1 = 1,5𝑑1=> 𝑑1 = 𝑙1

1,25 = 48𝑚𝑚

4.2.5 Vẽ biểu đồ moment xoắn và uốn

Trong mặt phẳng thẳng đứng Oyz phương trình cân bằng moment tại điểm D:

∑ 𝑀𝑋𝐷 = 𝑀𝑎1 + 𝐹𝑟1 𝑎 − 𝑅𝐵𝑦 (𝑎 + 𝑏) − 𝐹𝑟 cos(70) (𝑎 + 𝑏 + 𝑐) = 0 Moment do lực dọc trục tạo ra:

Vẽ biểu đồ moment

Theo biểu đồ thì tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí C

Moment uốn tại C:

𝑊 = 𝜋𝑑

3

32 −

𝑏𝑡(𝑑 − 𝑡)22𝑑 =

𝑊 0 =72,309.103

20265,93 = 3,57 𝑀𝑃𝑎 Trong đó moment cản xoắn:

𝑊0 =𝜋𝑑

3

16 −

𝑏𝑡(𝑑 − 𝑡)22𝑑 =

𝜏𝑎 = 𝜏𝑚 =𝜏

2=3,57

2 = 1,785 𝑀𝑃𝑎 Tại tiết diện C có sự tập trung ứng suất là rãnh then.Theo bảng 10.9 ta chọn

𝐾𝜎 = 2,2; 𝐾𝜏 = 2,0 với 𝜎𝑏 = 883 𝑀𝑝𝑎 < 900 𝑀𝑃𝑎

Theo bảng 10.4 ta chọn𝜀𝜎 = 0,84; 𝜀𝜏 = 0,78

Hệ số 𝜓𝜎 = 0,117𝑣à 𝜓𝜏 = 0,0625 tra theo hình (2.11 Cơ sở thiết kế máy)

4.2.6 Xác định hệ số an toàn tại C theo công thức:

𝑠𝜎 =𝐾 𝜎−1

𝜎𝜎𝑎

𝜀𝜎𝛽 + 𝜓𝜎𝜎𝑚

=2,2.12,84320,84.1,8+ 0,117.0

Do đó điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện C được thỏa

4.3.4 Chọn kích thước dọc trục

𝑙 = 𝑙1+ 2𝑥 + 𝑤 = 60 + 2.10 + 40 = 120𝑚𝑚 Trong đó

+ 𝑙1 = 𝑏𝑤 = 60𝑚𝑚(𝑐ℎ𝑖ề𝑢 𝑟ộ𝑛𝑔 𝑣à𝑛ℎ 𝑟ă𝑛𝑔) + 𝑥 = 10 𝑚𝑚 (8 ÷ 15𝑚𝑚):

𝑘ℎ𝑒 ℎở 𝑔𝑖ữ𝑎 𝑏á𝑛ℎ 𝑟ă𝑛𝑔 𝑣à 𝑡ℎà𝑛ℎ ℎộ𝑝 𝑔𝑖ả𝑚 𝑡ố𝑐 + 𝑤 = 40𝑚𝑚 (30 ÷ 55𝑚𝑚) 𝑡𝑟𝑎 𝑏ả𝑛𝑔 10.3

+ 𝑓 = 60𝑚𝑚 (55 ÷ 75𝑚𝑚) 𝑡𝑟𝑎 𝑏ả𝑛𝑔 10.3

Ta có

+ 𝑙 = 120𝑚𝑚 + 𝑎 = 𝑥 + 𝑤/2 + 𝑏𝑤/2 = 10 + 40/2 + 60/2 = 60 + 𝑏 = 𝑥 + 𝑤/2 + 𝑏𝑤/2 = 10 + 40/2 + 60/2 = 60 + 𝑐 = 𝑓 = 60𝑚𝑚

+ 𝑙1 = (1 ÷ 1,5)𝑑1𝑐ℎọ𝑛 𝑙1 = 1,5𝑑1=> 𝑑1 = 𝑙1

1,25 = 48𝑚𝑚

4.3.5 Vẽ biểu đồ moment uốn và moment xoắn

Trong mặt phẳng thẳng đứng Oyz phương trình cân bằng moment tại điểm D:

∑ 𝑀𝑋𝐷 = 𝑀𝑎2− 𝐹𝑟2 𝑎 + 𝑅𝐵𝑦 (𝑎 + 𝑏) = 0 Moment do lực dọc trục tạo ra:

𝑅𝐵𝑥 − 𝐹𝑡2+ 𝑅𝐷𝑥 = 0

 𝑅𝐵𝑥 = −𝑅𝐷𝑥+ 𝐹𝑡1 = −1627,115 + 3254,23 = 1627,115𝑁

Vẽ biểu đồ moment

Theo biểu đồ thì tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí C

Moment uốn tại C:

𝑊 0 =654,913.103

20265,93 = 32,3 𝑀𝑃𝑎 Trong đó moment cản xoắn:

𝑊0 =𝜋𝑑

3

16 −

𝑏𝑡(𝑑 − 𝑡)22𝑑 =

𝐾𝜎 = 2,05, 𝐾𝜏 = 1,9 với 𝜎𝑏 = 785 𝑀𝑃𝑎 < 800 𝑀𝑃𝑎

Theo bảng 10.4 ta chọn𝜀𝜎 = 0,84; 𝜀𝜏 = 0,78

Hệ số 𝜓𝜎 = 0,09𝑣à 𝜓𝜏 = 0,045 tra theo hình (2.11 Cơ sở thiết kế máy)

4.3.6 Xác định hệ số an toàn tại C theo công thức:

Do đó điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện C được thỏa

4.4 Kiểm nghiệm then

4.4.1 Trục I

Trục có một then với đường kính 𝑑 = 48𝑚𝑚, tra bảng phụ lục 13.1 (bài tập chi tiết máy) ta chọn then có chiều rộng 𝑏 = 14𝑚𝑚 ; chiều cao ℎ = 9 𝑚𝑚 ; chiều sâu rãnh then trên trục 𝑡 = 5,5𝑚𝑚; chiều sâu rãnh then trên máy may-ơ

2.72,309.10314.48.80 = 2,69 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜏𝐶] = 80𝑀𝑃𝑎

 Then này đạt độ bền theo tính toán

Then(mm) Chiều dài

then 𝑙,mm

Moment T,Nmm

Đường kính

mm

Moment chống uốn W

Moment cản xoắn

W0 Trục I 28 9408,58 𝑚𝑚3 20265,93𝑚𝑚3

5.1.1 Lực hướng tâm tác dụng tại ổ B

𝐹𝑎1

𝐹𝑟𝐷 =

433,77

1949 = 0,223 𝐶ℎọ𝑛 𝑒 = 0,24; 𝑋 = 0,56, 𝑌 = 1,85

Ta chọn ổ theo ổ bên trái (tại B) vì chịu tải trọng tác dụng lớn hơn

5.1.7 Tải trọng động quy ước Q :

5.1.10 Tuổi thọ xác định theo công thức sau

𝐿 = (𝐶

𝑄)

𝑚

= ( 153002271,62)

3

= 305,64 𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔

𝐿ℎ =10

6 𝐿60𝑛 = 16064,33 ℎ = 5,5 𝑛ă𝑚

5.2 Chọn ổ lăn trục 2

5.2.1 Lực hướng tâm tác dụng tại ổ B

𝐹𝑎1

𝐹𝑟𝐷 =

433,772033,27= 0,213 Chọn e=0,24;X=0,56,Y=1,85

Ta chọn ổ theo ổ bên trái (tại B) vì chịu tải trọng tác dụng lớn hơn

5.2.7 Tải trọng động quy ước Q :

3

= 199,91 𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔

𝐿ℎ =10

6 𝐿60𝑛 = 85212,7 ℎ = 29,2 𝑛ă𝑚

5.3 Kết luận

Trục Kí

hiệu

Tải trọng động quy ước ,N

Khả năng tải tính toán, N

Tuổi thọ (triệu vòng)

Tuổi thọ (ngàn giờ)

I 206 2271,62 14753,86 305,64 16,06

II 206 2616,66 8494,37 199,91 85,21

6 CHỌN NỐI TRỤC

Sử dụng nối trục đàn hồi do nó có ưu điểm là cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo,

dễ thay thế và khả năng làm việc tin cậy

Moment xoắn tại trục đầu vào 𝑇II = 654,913Nm

Đường kính trục đầu vào 𝑑 = 60𝑚𝑚

Phụ lục 11.6 a sách Bài tập chi tiết máy, ta tra được kích thước cơ bản nối trục vòng đàn hồi

𝐾 = 1,5 - hệ số chế độ làm việc

𝜎𝑑 = 2𝐾𝑇

𝑍𝐷𝑜𝑑𝑐𝑙3=

2.1,5.65491310.170.18.60 = 1,07𝑀𝑃𝑎 < [𝜎𝑑] = 2 ÷ 3𝑀𝑃𝑎 Vậy nối trục thỏa độ bền dập

• Kiểm nghiệm điều kiện sức bền của chốt:

𝜎𝐹 = 𝐾𝑇𝑙𝑜

0,1𝑑𝑐3𝐷𝑜𝑍≤ [𝜎𝐹]

Vậy chốt của nối trục thỏa sức bền cho phép

1 Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bu lông

Trọng tâm của nhóm bu lông tại O như hình vẽ

Dời 2 lực 𝐹1 và 𝐹2 về trọng tâm O của nhóm bu lông ta thay thế bằng lực 𝐹1 𝐹2

đặt tại O và moment ngẫu lực 𝑀 = 𝐹2𝑐𝑜𝑠(𝛽) 𝑑 − 𝐹1𝑐𝑜𝑠(𝛼) 𝑐

Với c,d là khoảng cách từ điểm G lần lượt đến giá của 𝐹1 và 𝐹2

𝐹𝑀1 = 𝑀𝑟1

2 𝑟12+ 2𝑟22 =

1182553.1202.1202+ 2.802= 3411𝑁

➔𝐹𝑀1 = 𝐹𝑀3 = 3411 𝑁

➔𝐹𝑀2= 𝐹𝑀4= 𝐹𝑀1 (𝑟2

𝑟1) = 2274 𝑁

Với 𝑟1 = 𝑎/2; 𝑟2 = 𝑏/2

Mô hình phân tích lực như sau:

2 Sử dụng phương án bu lông lắp có khe hở giữa lỗ và bu lông

Ta tìm được đường kính 𝑑1 của bu lông:

𝑑1 = √4.1,3𝑉

[𝜎𝑘] 𝜋 = √

4.1,3.30826,3

96 𝜋 = 23,05𝑚𝑚 Theo bảng 17.7 ta chọn bu lông 𝑀30 (theo dãy ưu tiên 1) có đường kính 26,211

3 Sử dụng phương án bu lông lắp không có khe hở giữa lỗ và bu lông

Theo điều kiện bền cắt , xác định đường kính thân bu lông:

𝑑𝑜 = √4𝐹3

𝜋[𝜏]= √

4.4268,25

𝜋 96 = 7,52 𝑚𝑚 Trong đó theo bảng 17.4, 17.5 và 17.6 (Cơ sở thiết kế máy) ta có:

[𝜏] = 0,4𝜎𝑐ℎ = 0,4.240 = 96MPa Theo trị số do tìm được , ta chọn bu lông tinh lắp vào lỗ doa có đường kính danh nghĩa của ren M8

Kiểm nghiệm bền dập theo công thức:

𝜎𝑑 = 𝐹3

𝑑0𝛿 =

4268,258.8 = 66,7 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎𝑑] [𝜎𝑑] = 0,8 𝜎𝑐ℎ = 0,8.240 = 192 𝑀𝑃𝑎 Điều kiện bền dập được thỏa mãn