TIỂU LUẬN NGUYÊN lý – CHI TIẾT máy THÔNG số TÍNH TOÁN THIẾT kế ĐỀPHƯƠNG án TÍNH TOÁN hệ dẫn ĐỘNG XÍCH tải8

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP HỒ CHÍ MINH KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY THƠNG SỐ TÍNH TỐN THIẾT KẾ ĐỀ/PHƯƠNG ÁN: TÍNH TỐN HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI/8 GVHD: Văn Hữu Thịnh SVTH: Đoàn Nhật Dương MSSV: 21146543 Lớp: Lớp T4 (tiết 345) HỌC KỲ II NĂM HỌC 2022-2023 TP HỒ CHÍ MINH, ngày 25 tháng năm 2023 Nguyên lý Chi tiết máy GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP HỒ CHÍ MINH KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY TIỂU LUẬN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY THƠNG SỐ TÍNH TỐN THIẾT KẾ ĐỀ/PHƯƠNG ÁN: TÍNH TỐN HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI/8 GVHD: Văn Hữu Thịnh SVTH: Đoàn Nhật Dương MSSV: 21146543 Lớp: Lớp T4 (tiết 345) HỌC KỲ II NĂM HỌC 2022-2023 TP HỒ CHÍ MINH, ngày 25 tháng năm 2023 Nguyên lý Chi tiết máy GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh Nội dung I CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN .4 1.1 Công suất trục động điện 1.2 Xác định sơ số vòng quay đồng 1.3 Chọn quy cách động 1.4 Phân phối tỉ số truyền u Bảng hệ thống số liệu II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI CỦA HỘP GIẢM TỐC 2.1 Chọn loại xích 2.2 Xác định thông số xích truyền 2.3 Tính kiểm nghiệm xích độ bền 2.4 Đường kính đĩa xích 2.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc đĩa xích 2.6 Xác định lực tác dụng lên trục .10 2.7 Các thơng số truyền xích .10 III TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG CỦA HỘP GIẢM TỐC .11 3.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh 11 3.2 Xác định ứng suất cho phép 11 3.3 Xác định thông số truyền 13 3.4 Xác định thơng số hình học truyền 14 3.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 14 3.6 Kiểm nghiệm độ bền uốn 17 IV TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC .19 4.1 Chọn vật liệu .19 4.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục .20 4.3 Xác định khoảng cách gối đỡ điểm đặt lực .20 4.4 Xác định đường kính tiết diện thành phần trục 21 Tính tốn phản lực, momen uốn đường kính trục tiết diện trục II 24 4.5 Tính toán độ bền mỏi 27 4.6 Tính kiểm nghiệm trục độ bền tĩnh 29 Tài liệu tham khảo 30 Nguyên lý Chi tiết máy GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh I CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN  Các thơng số - Lực vịng xích tải: P = 4800 (N) - Vận tốc vịng xích tải: V = 1.15 (m/s) - Số xích tải: Z = (răng) - Bước xích xích tải: p = 110 (mm) 1.1 Cơng suất trục động điện Pct = Pt ɳ Gọi Pct: công suất cần thiết trục động (kW) Pt: cơng suất tính tốn trục máy cơng tác (kW) ɳ: hiệu suất truyền động Trong đó, trường hợp tải trọng không đổi: Pt = Plv Pt = Plv = F ×v 1000 Ta có: lực vịng xích tải: F = 4800 (N) vận tốc vịng xích tải: v = 1.15 (m/s) => Pt = 4800 ×1.15 = 5.52 (kW) 1000 (1) Với ɳ=ɳ nt × ɳ br ×ɳ x × ɳ3ổ = 1×0.98×0.93×0.993 = 0.884 (2) Trong đó, theo bảng 2.3, trị số hiệu suất loại truyền ổ: ɳ nt = hiệu suất nối trục ɳ br = 0.98 hiệu suất bánh trụ (được che kín) ɳ x = 0.93 hiệu suất truyền xích (để hở) ɳ ổ = 0.99 Pt => Pct = ɳ hiệu suất cặp ổ lăn (được che kín) = 5.52 0.88 = 6.27 (kW) 1.2 Xác định sơ số vòng quay đồng Tốc độ quay trục công tác: nlv = 60000× v 60000× 1.15 = = 69.69 (vịng/phút) z× p 9× 110 Trong đó: v – vận tốc xích tải (m/s) z – số đĩa xích tải p – bước xích xích tải (mm) Nguyên lý Chi tiết máy GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh Tỉ số truyền toàn ut hệ thống dẫn động Theo bảng 2.2 sơ chọn: ux = tỉ số truyền động xích uh = tỉ số truyền động bánh trụ hộp giảm tốc cấp => usb = uh × ux = × = 10 Số vòng quay sơ động cơ: nsb = n × usb = 69.69 × 10 = 696.9 (vịng/phút) 1.3 Chọn quy cách động Động chọn phải có cơng suất: Pđc ≥ Pct = 6.27 kW Số vòng quay đồng thỏa mãn: nđc ≈ nsb = 696.9 vịng/phút Đồng thời mơmen mở máy thỏa mãn: Td T mm = 1.0 ≤ T dm T Theo bảng P1.3 động 4A kiểu 4A160S8Y3 công suất động Pđc=7.5 kw, số vòng quay động 730 vịng/phút, có T max Tk = 2.2; = 1.4 T dn T dn 1.4 Phân phối tỉ số truyền u Tỉ số truyền chung: u = nđc 730 = = 10.47 69.69 n Trong đó: n đc vận tốc quay động (vòng/phút) n – số vòng quay trục máy cơng tác (vịng/phút) Chọn trước tỉ số truyền ux truyền xích: ux = Tính tỉ số truyền truyền bánh trụ nghiêng hộp giảm tốc u uh = u = x 10.47 = 3.49 Trong đó: u: tỉ số truyền chung ux: tỉ số truyền truyền hộp giảm tốc (xích) uh: tỉ số truyền truyền hộp (bánh trụ nghiêng) Kiểm tra sai số cho phép tỉ số truyền ut = ux × uh = × 3.49 = 10.47 Δu = |ut - u| = |10.47 – 10.47| = < 0.09 thỏa điều kiện sai số cho phép Nguyên lý Chi tiết máy GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh Bảng hệ thống số liệu Trục Thông số u n (v/ph) P (kW) T (Nmm) Động I unt = nđc = 730 Pm = 6.23 Tm = 81502 II uh = 3.49 ux = n1 = 730 n2 = 209.2 n3 = 69.73 P1 = 6.17 P2 = 5.99 P3 = P = 5.52 T1 = 80718 T2 = 273445 T3 = 756002 Trong đó: P2 = P lv 5.52 = = 5.99 (kW) 0.99× 0.93 ɳơ ɳx P1 = P2 5.99 = = 6.17 (kW) 0.98 ×0.99 ɳ br ɳ ô Pm = P 6.17 = = 6.23 (kW) 0.99 ɳơ n1 = ndc 730 = = 730 (vịng/phút) u nt n2 = n1 730 = = 209.2 (vòng/phút) uh 3.49 n3 = n2 209.2 = = 69.73 (vịng/phút) ux III 9.55 ×10 × Pm 9.55 ×106 ×6.23 Tm = = = 81502 (Nmm) nđc 730 9.55 ×10 × P1 9.55 ×106 ×6.17 T1 = = = 80718 (Nmm) n1 730 9.55 ×106 × P2 9.55 ×106 ×5.99 T2 = = = 273445 (Nmm) n2 209.2 9.55 ×10 × P3 9.55 ×106 ×5.52 T3 = = = 756002 (Nmm) n3 69.73 II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGỒI CỦA HỘP GIẢM TỐC Các thơng số bản: Nguyên lý Chi tiết máy GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh - Công suất P2 = 5.59 KW - Số vòng quay: n2 = 209.2 vòng/phút - Tỉ số truyền ux = - Momen xoắn: T2 = 273445 Nmm - Góc nghiêng đường nối tâm truyền ngồi: @= 145o - Điều kiện làm việc quay chiều, làm việc ca 2.1 Chọn loại xích Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, điều kiện làm việc tĩnh hiệu suất truyền xích yêu cầu cao nên ta chọn xích ống lăn 2.2 Xác định thơng số xích truyền Ta có: ux = Theo bảng 5.4, ta chọn số đĩa xích dẫn Z1 = 25 => Số đĩa xích lớn Z2: Z2 = ux × Z1 = × 25 = 75 ≤ Zmax Mà Zmax = 120 xích ống lăn nên chọn Z2 = 75 Theo cơng thức 5.3, cơng suất tính tốn: Pt = Pkkzkn Trong đó: với Z1 = 25, kz = 25/Z1 = – hệ số Với n01 = 200 vòng/phút, kn = n01/n1 = 200/209.2 = 0.956 Theo công thức 5.4 k = k0 ka kđc kbt kđ kc = × × × 1.3 × × 1.25 = 1.625 Theo bảng 5.6 ta được: k0 = (đường nối tâm hai đĩa xích so với phương nằm ngang ≤ 60o ) ka = 1: chọn a = 40p kđc = 1: vị trí trục điều chỉnh đĩa xích kbt = 1.3: mơi trường làm việc có bụi kđ = 1: tải trọng tĩnh, làm việc êm kc = 1.25: làm việc ca => Pt = 5.99 × 1.625 × × 0.956 = 9.305 kW Điều kiện chọn [P], với n01 = 200 v/ph [P] > 9.305 kW Tra bảng 5.5 [P] = 11.0 >9.305 với bước xích p = 25.4 mm p = 25.4 mm < pmax = 50.8 (tra bảng 5.8) Nguyên lý Chi tiết máy GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh Tuy nhiên với p = 25.4 mm đường kính đĩa xích bị dẫn lớn d2 = 25.4/sin(180o/75) = 606.55 mm > 500 mm Trong điều kiện ta nên chọn p có trị số nhỏ tăng số đĩa xích, cách áp dụng công thức (5.6): Pt P < [P] => kd > t kd P = 9.305 = 1.93 4.8 - Chọn kd = 2.5 chọn dãy xích có bước xích p = 19.05mm - Khoảng cách trục a = 40p = 40 × 25.4 = 762 mm; Theo cơng thức (5.12) xác định số mắt xích: 2a x= p + z1 + z 2 + ( z 2−z 1) p 4π a = 2× 762 19.05 + 25+75 + (75−25) ×19.05 = 131.5 × π ×762 Lấy số mắt xích chẵn x = 132 mắt xích, tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 a = 0.25p{xc – 0.5(z2 + z1) + √ ¿ ¿} a = 0.25 × 19.05{132 – 0.5(75 + 25) + √ ¿ ¿} = 766.05 mm Để xích khơng chịu lực căng q lớn, giảm a lượng Δa = 0.004 × a = 0.003 × 766.05 ≈ mm Do đó, a = 766.05 – = 763.05 mm Số lần va đập xích theo (5.14) i= z1 n1 25× 209.2 = 15× 132 = 2.64 ≈ ≤ [i] = 35 15 x 2.3 Tính kiểm nghiệm xích độ bền Q s = k F + F + F ≥ [s] đ t o v Theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q = 31800N, khối lượng mét xích q = 1.9kg; kđ = (tải trọng tĩnh) v= Z1t n1 25× 19.05× 209.2 = = 1.66 m/s 60000 60000 Ft = 1000 P 1000× 5.99 = = 1202.81 N 3v × 1.66 Fv = qv2 = 1.9 × 1.662 = 5.23 N Nguyên lý Chi tiết máy GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh F0 = 9.81× kf × q × a = 9.81 × × 1.9 × 0.763 = 56.88N đó: kf = (bộ truyền nghiêng góc < 40 o) Do : s= 31800 = 25.13 1× 1202.81+56.88+5.23 Theo bảng 5.10 với n = 200(vòng/phút), [s] = 8.2 Vậy s = 25.13 > [s]: truyền xích đảm bảo độ bền 2.4 Đường kính đĩa xích Theo cơng thức 5.17 bảng 13.4: Đường kính vịng chia đĩa xích: p 19.05 π d1 = sin ⁡( ) = sin ⁡( π ) = 152 mm z1 25 p 19.05 π d2 = sin ⁡( ) = sin ⁡( π ) = 454.91 mm z2 75 Đường kính vịng đỉnh răng: π π da1 = p[ 0.5+cotg( Z )] = 19.05[ 0.5+cotg( )] = 160.32 mm 25 π π da2 = p[ 0.5+cotg( Z )] = 19.05[0.5+cotg ( )] = 464.04 mm 75 Đường kính vịng chân răng: df1 = d1 – 2r = 152 – × 6.03 = 139.94 mm df2 = d2 – 2r = 454.91 – × 6.03 = 442.85 mm với r = 0.5025d1 + 0.05 = 0.5025 × 11.91 + 0.05 = 6.03 mm d1 = 11.91 (xem bảng 5.2) 2.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc đĩa xích √ √ Theo công thức 5.18 σH1 = 47 k r ( Ft K đ + F vđ ) E ≤ [σH] A kd = 47 0.42(3608.43 ×1+5.64) 2.1 ×10 = 326.01 MPa 265 × 2.5 [σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, Mpa, bảng 5.11; Ft = 1202.81 × = 3608.43 N - lực vòng Nguyên lý Chi tiết máy GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh Fvđ – Lực va đập m dãy xích (m = số dãy xích) Fvđ = 13 × 10−7 n2 × p3 × m =13 × 10−7 × 209.2 × 19.053 × = 5.64 N kd = 2.5 – hệ số phân bố không tải trọng cho dãy Kđ = – hệ số tải trọng động kr – hệ số kể đến ảnh hưởng số đĩa xích, phụ thuộc Z: Z = 25 => kr = 0.42 E = 2.1 ×105 MPa A = 265 mm2 (tra bảng 5.12) Như dùng thép 45 cải thiện đạt độ rắn HB170 đạt ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] = 500 MPa, đảm bảo độ bền tiếp xúc cho đĩa Tương tự, [σH2] ≤ [σH] (với vật liệu nhiệt luyện) 2.6 Xác định lực tác dụng lên trục Theo công thức 5.20 Fr = kxFt = 1.15 × 1201.8 × = 4146.21 N Trong truyền nghiêng góc 35o < 40 o , kx =1.15 2.7 Các thơng số truyền xích Thơng số Kí hiệu Trị số a (mm) 763.05 Số đĩa xích dẫn z1 25 Số đĩa xích bị dẫn z2 75 Tỉ số truyền u Số mắt xích x 132 Đường kính vịng chia đĩa xích dẫn d1 152 Đường kính vịng chia đĩa xích bị dẫn d2 454.91 Đường kính vịng đỉnh đĩa xích dẫn da1 160.32 Đường kính vịng đỉnh đĩa xích bị dẫn da2 464.04 Đường kính vịng chân đĩa xích dẫn df1 139.94 Đường kính vịng chân đĩa xích bị dẫn df2 442.85 p (mm) 19.05 Khoảng cách trục Bước xích Số dãy xích 10 Nguyên lý Chi tiết máy => σ H =Z M × Z H × Z ε GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh √ 2× T × K H (um +1) b w ×u × d 21 = 274 × 1.726× 0.77 => σH ≤ [σH] = 549.995 √ ×80718 ×1.25 (3.48+1) 0.4 ×115 ×3.49 ×51.34 = 532.266 Vậy độ bền tiếp xúc chấp nhận 3.6 Kiểm nghiệm độ bền uốn Theo cơng thức 6.43 σ F1= ×T × K F × γ ε × γ β ×γ E b w × d w × mn Theo bảng 6.7: chọn KFβ = 1.1 :Hệ số phân bố không tải trọng chiều rộng vành Theo bảng 6.14: V = 3.41 < (m/s) cấp xác chọn KFα = 1.4 Theo công thức 6.47 V F=δ F × go × v Trong đó: δ F = 0.006; √ aw um go = 73 (tra bảng 6.15 6.16) V F=0.006× 73 ×3.41 √ 115 =¿ 8.58 m/s 3.48 - Hệ số kể đến tải trọng động xuất vùng ăn khớp tính uốn K Fv =1+ v F × bw ×d w 8.58× 0.4 ×115 × 51.34 =1+ =1.08 T × K Fβ × K Fα ×80718 ×1.1 ×1.4 Do hệ số tải trọng tính uốn KF = KFβ × KFv × KFα = 1.1×1.08×1.4 = 1.66 Với ε α = 1.67 , ta có: γε = 1 = =0.59 : Hệ số kể đến trùng khớp ε α 1.67 Với β = 13.11o: γ β=1− o β 13.11 =1− =0.9 : Hệ số kể đến độ nghiêng 140 140 - Số tương đương: 17 Nguyên lý Chi tiết máy Z1 25 ZV 1= = =¿ 27.06 cos β (cos 13.11o )3 Z V 2= Z2 cos β = GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh 87 =¿ 94.17 o ( cos 13.11 ) Theo bảng 6.18 ta trị số hệ số dạng γF1 = 3.8 ; γF2 = 3.6 Suy ra: σ F1= ×T × K F × γ ε × γ β ×γ E < [σ F ] b w × d w × mn σ F1= ×80718 ×1.66 × 0.59 ×0.9 ×3.8 = 114.48 MPa 0.4 ×115 ×51.34 ×2 => σ F < [σ F ] = 288.85 σ F =σ F × γ F2 3.6 =× =¿ 108.45 MPa γ F1 3.8 => σ F < [σ F ] = 267.42 Do độ bền uốn chấp nhận Kiểm nghiệm tải Theo công thức 6.48: k qt = T max =¿ 2.2 T - Ứng suất tiếp xúc cực đại: σ H max=σ H × √k qt =532.266 × √ 2.2=789.478 Các thơng số thỏa mãn Khoảng cách trục aw = 115 mm Môđun pháp m = mm Chiều rộng vành bw = 46 mm Tỉ số truyền thực tế u = 3.48 18 Nguyên lý Chi tiết máy GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh Góc nghiêng β = 13.11o Số bánh z1 = 25, z2 = 87 Hệ số dịch chỉnh x1 = 0, x2 = Đường kính vịng chia d1 = 89.32 mm, d2 = 310.86 mm Đường kính vịng đỉnh da1 = 93.32 mm, da2 = 314.86 mm Đường kính vịng đáy df1 = 84.32 mm, df2 = 305.86 mm IV TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC 4.1 Chọn vật liệu Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hoá: Giới hạn bền là: σ𝑏 = 600 𝑀𝑃𝑎 Giới hạn chảy là: σ𝑐ℎ = 340 MPa Ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 15 ÷ 30 𝑀𝑃𝑎 ⇒ chọn [τ1] = 15 Mpa [τ2] = 30 Mpa Xác định sơ đường kính trục, đường kính trục thứ k ứng với 𝑘 = 1,2 19 Nguyên lý Chi tiết máy GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh Đường kính trục xác định theo công thức 10.9 √ d1 ≥ T1 0.2× [ τ ] = √ 80718 =29.96 mm 0.2 ×15 = √ 273445 =35.71 mm 0.2 ×30 Chọn d1 = 30 mm √ d2 ≥ T2 0.2× [ τ ] Chọn d2 = 36 mm 4.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục Lực tác dụng từ truyền bánh F t 1=F t 2= 2× T 2× 80718 = =¿ 3114.45 N dw 51.34 F r 1=F r 2= F t × tan ⁡( atw ) 3114.4 × tan20.5 o = =¿ 1195.59 N o cosβ cos 13.11 F a 1=F a2 =F t ×tanβ =3114.45 × tan13.11o =725.33N Lực tác dụng từ truyền xích: Fx = Fr = 4146.21 N Lực tác dụng từ nối trục đàn hồi: Fk = 0.25 × 2T 2× 80718 =0.25 × =¿ 448.43 N Dt 90 4.3 Xác định khoảng cách gối đỡ điểm đặt lực Dựa theo bảng 10.2 trang 189 chiều rộng ổ lăn là 𝑏01 = 19 𝑚𝑚 𝑏02 = 23 𝑚𝑚 Chiều dài mayo bánh trụ nghiêng thứ trục I: 𝑙𝑚13 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑1 = ( 36 ÷ 45 )𝑚𝑚 ⇒ chọn 𝑙𝑚13 = 43 Chiều dài mayo nửa nối trục đàn hồi trục I: 𝑙𝑚12 = (1,4 ÷ 2,5)𝑑1 = ( 42 ÷ 75 )𝑚𝑚 ⇒ chọn 𝑙𝑚12 = 60 Chiều dài mayo bánh trụ nghiêng thứ hai trục II: 𝑙𝑚23 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑2 = ( 43.2 ÷ 54 )𝑚𝑚 ⇒ chọn 𝑙𝑚23 = 50 Chiều dài mayo đĩa xích trục II: 𝑙𝑚22 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑2 = ( 43.2 ÷ 54 )𝑚𝑚 ⇒ chọn 𝑙𝑚22 = 50 20 Nguyên lý Chi tiết máy GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh Các kích thước liên quan đến chiều dài trục chọn theo bảng 10.3 trang 189: 𝑘1 = 10 𝑚𝑚 𝑘2 = 𝑚𝑚 𝑘3 = 15 𝑚𝑚 ℎ𝑛 = 17 𝑚𝑚 Kết tính khoảng cách 𝑙𝑘𝑖 trục thứ k từ gối đỡ đến chi tiết quay thứ sau: 𝑙12 = −𝑙𝑐12 = −[0,5(𝑙𝑚12 + 𝑏01) + 𝑘3 + ℎ𝑛 ] = −[0,5 (60 + 19) + 15 + 17] = -71.5 𝑚𝑚 𝑙13 = 0,5(𝑙𝑚13 + 𝑏01) + 𝑘1 + 𝑘2 = 0,5( 43 + 19 ) + 10 + = 49 𝑚𝑚 𝑙11 = 2𝑙13 = × 49 = 98 mm 𝑙22 = −𝑙𝑐22 = −[0,5(𝑙𝑚22 + 𝑏02) + 𝑘3 + ℎ𝑛 ] = −[0,5( 50 + 23 ) + 15 + 17 ] = -68.5 𝑚𝑚 l11 = l21 = 98 mm 𝑙23 = 0,5 × 𝑙21 = 49 mm 4.4 Xác định đường kính tiết diện thành phần trục Tính toán phản lực, momen uốn đường kính trục các tiết diện trục I Xét zOy: M a 1=F a × dw 51.34 =725.33 × =¿ 18619.22 (N.mm) 2 ∑𝑀𝑐 = ⇒ 𝐹𝑟1 × 49 − 𝑌𝐴 × 98 − 𝑀𝑎1 = ⇒ 1195.59×49 − 𝑌𝐴×98 − 18619.22 = ⇒ 𝑌𝐴 = 407.8 𝑁 ∑𝐹𝑦 = ⇒ −𝑌𝐴 − 𝑌𝐶 + 𝐹𝑟1 = ⇒ − 407.8 − 𝑌𝐶 + 1195.59 = ⇒ 𝑌𝐶 = 787.79 N Xét zOx: ∑𝑀𝐶 = ⇒ 𝐹𝑘 × 71.5 − 𝑋𝐴 × 98 + 𝐹𝑡1 × 49 = ⇒ 448.43×71.5 − 𝑋𝐴×98 + 3114.45×49 = ⇒ 𝑋𝐴 = 1884.4 𝑁 ∑𝐹𝑥 = ⇒ −𝑋𝐴 − 𝑋𝐶 − 𝐹𝑘 + 𝐹𝑡1 = 21 Nguyên lý Chi tiết máy GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh ⇒ −1884.4 − 𝑋𝐶 − 448.43 + 3114.45 = ⇒ 𝑋𝐶 = 781.62 N 22 Nguyên lý Chi tiết máy GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh 23 Nguyên lý Chi tiết máy GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh Tính momen uốn tương đương M tđ =√ M 2u +0.75 T Nmm Với: M u=√ M x + M y 2 T: Momen xoắn trục Từ công thức biểu đồ momen ta tính M (tđA ) = Nmm M (tđB) = 122075 Nmm M (C) tđ = 76907 Nmm M (tđD) = 69904 Nmm Đối với trục đặc, đường kính trục tiết diện j tính theo công thức: d j= √ M (tđj ) 0.1 [σ ] Trong [σ] ứng suất cho phép thép chế tạo trục, theo bảng 10.5 trang 195 Đối với trục ta được: [σ] = 63 MPa Ta tính đường kính trục tiết diện sau: ) d (A = mm d (B) = 26.9 mm ) d (C = 23.02 mm ) d (D = 22.3 mm Xuất phát từ yêu cầu độ bền, lắp ghép cơng nghệ ta chọn đường kính đoạn trục sau: ) (C ) d (A = d = 25 mm d (B) = 30 mm ) d (D = 24 mm Tính tốn phản lực, momen uốn đường kính trục tiết diện trục II Ta có: F𝑥𝑦 = 𝐹𝑥 × sin(180 − α) = 4146.21 × sin(180 − 145) = 2378.16 N 24 Nguyên lý Chi tiết máy GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh F𝑥x = 𝐹𝑥 × cos(180 − α) = 4146.21 × cos(180 − 145) =3396.37 N Xét zOy: M a 2=F a × dw 179.17 =725.33 × =¿ 64978.7 (N.mm) 2 ∑𝑀𝐵 = ⇒ 𝐹𝑥𝑦 × 68.5 + 𝐹𝑟2 × 49 – 𝑀𝑎2 – 𝑌𝐷 × 98 = ⇒ 2378.16×68.5 + 1195.59×49 – 64978.7 – 𝑌𝐷×98 = ⇒ 𝑌𝐷 = 1597 N ∑𝐹𝑦 = ⇒ −𝑌𝐵 + 𝑌𝐷 + 𝐹𝑥𝑦 − 𝐹𝑟2 = ⇒ −𝑌𝐵 + 1597+ 2378.16 – 1195.59 = ⇒ 𝑌𝐵 = 2779.57 N Xét zOx: ∑𝑀𝐵 = ⇒ 𝐹𝑡2 ×49 − 𝑋𝐷 × 98 + 𝐹𝑥𝑥 × 68.5 = ⇒ 3114.45×49 − 𝑋𝐷×98 + 3396.37×68.5 = ⇒ 𝑋𝐷 = 3931.21 𝑁 ∑𝐹𝑦 = ⇒ 𝑋𝐷 − 𝑋𝐵 − 𝐹𝑡2 + 𝐹𝑥𝑥 = ⇒ 3931.21 − 𝑋𝐵 – 3114.45 + 3396.37 = ⇒ 𝑋𝐵 = 4213.13 N 25 Nguyên lý Chi tiết máy GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh ∅ 50 ∅ 38 ∅48 Tính momen uốn tương đương M tđ =√ M u +0.75 T Nmm Với: M u=√ M 2x + M 2y 26 ∅ 50 Nguyên lý Chi tiết máy GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh T: Momen xoắn trục Từ cơng thức biểu đồ momen ta tính ( A) M tđ = 236810 Nmm ( B) M tđ = 369788 Nmm M (C) tđ = 337196 Nmm M (tđD) = Nmm Đối với trục đặc, đường kính trục tiết diện j tính theo cơng thức: √ M (tđj ) d j= 0.1 [σ ] Trong [σ] ứng suất cho phép thép chế tạo trục, theo bảng 10.5 trang 195 Đối với trục II ta được: [σ] = 50MPa Ta tính đường kính trục tiết diện sau: ) d (A = 36.18 mm d (B) = 41.97mm ) d (C = 40.704mm ) d (D = mm Xuất phát từ yêu cầu độ bền, lắp ghép công nghệ ta chọn đường kính đoạn trục sau: (B) (D ) d = d = 50 mm (A ) d = 38 mm (C ) d = 48 mm 4.5 Tính tốn độ bền mỏi Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi hệ số an toàn tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện: s j= s σj × s τj √s σj + s2τj ≥[ s] 27 Nguyên lý Chi tiết máy GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh Trong đó: [s]: hệ số an tồn cho phép, [s] = (1.5 ÷ 2.5) sσj, sτj : hệ số an tồn xét riêng ứng suất pháp hệ số an toàn xét riêng ứng xuất tiếp mặt cắt j sσj = σ−1 K σdj × σ aj +ψ σ × σ mj sτj = τ −1 K τdj × τ aj + ψ τ ×τ mj Vì trục quay làm việc theo chiều nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng Do đó: σ mj=0 , σ aj =σ maxj= Mj σ−1 σ −1 =¿ s σj= = Wj K σdj × σ aj +ψ σ ×σ mj K σdj × σ aj Vì trục quay làm việc theo chiều nên ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động: τ mj=τ aj = sτj = τ maxj Tj = 2 wo j τ −1 K τdj × τ aj + ψ τ ×τ mj Trong đó: σ aj, τ aj, σ mj biên độ trị số trung bình ứng suất pháp tiếp mặt cắt tiết diện j 𝑀𝑗 : Mômen tổng tại tiết diện j 𝑊𝑗 , 𝑊0𝑗 – mô men cản uốn và mô men xoắn tại tiết diện j Với thép 45 có : Giới hạn bền kéo : 𝜎𝑏 = 600𝑀𝑃a Giới hạn mỏi uốn : 𝜎−1 = 0,436 × 𝜎𝑏 = 261,6 𝑀𝑃a Giới hạn mỏi xoắn : 𝜏−1 = 0,58 × 𝜎−1 = 0,58 × 261,6 = 151,72 𝑀𝑃a Tra bảng 10.7 trang 199, ta hệ số ảnh hướng trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi: ψ σ =0,05 ; ψ τ =0 Tại tiết diện (B) trục I (tiết diện lắp bánh có đường kính d=¿ 30 mm ) Đối với trục tiết diện tròn : 28 Nguyên lý Chi tiết máy GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh π d3 π × 303 = =2650.71( Nmm) 32 32 π d3 π × 303 W B= = =5301.43( Nmm) 16 16 W B= Ú̉ng suất pháp tiếp sinh : M B 100079 = =37.75( MPa) W B 2650.71 TB 80718 τ aB= = =7.61( MPa) w0 B ×5301.43 σ aB = Xác định hệ số K𝜎𝑑𝑗 𝐾𝜏𝑑𝑗 tiết diện nguy hiểm (B) Kσ Kτ + K x −1 + K x −1 εσ ετ Ta có: K σ dj = , K τ dj = Ky Ky Tra bảng 10.8 trang 197 chi tiết gia công máy tiện, yêu cầu đạt Ra =2,5÷ 0,63 μ m đó: K x =1,06 Tra bảng 10.9 trang 197 không dùng phương pháp gia tăng độ bền bề mặt K y =1 Tra bảng 10.12 trang 199, dùng dao phay ngón trục có rảnh then ta K σ =1,76 , K τ =1,54 Tra bảng 10.10 trang 198, ε σ =0,88 , ε τ =0,81 Kσ + K x −1 1,76 +1,06−1 εσ 0,88 ¿> K σ d = = =2,06 Ky Kτ + K x −1 1,54 +1,06−1 ετ 0,81 K τd = = =1,96 Ky ( B) ( B) Suy ra: σ −1 261,6 = =3 , 36 K σ d ⋅ σ aB 2,06 ×37.75 sσ B = Sτ B= ¿> s B= K τd (C) ( B) τ−1 151,72 = =10.17 × τ aB +ψ τ × τ mB 1,96 ×7.61+0 sσ B × sτ B √s σB τB +s = 3.36 ×10.17 √3 , 362 +10.172 29 =3 , 19 ≥[s ]=(1,5÷ 2,5) Nguyên lý Chi tiết máy GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh Do tiết diện (B) trục I thỏa điều kiện bền mỏi Tương tự, tiết diện nguy hiểm: (C) trục I (B), (C) trục II thỏa điều kiện bền mỏi 4.6 Tính kiểm nghiệm trục độ bền tĩnh Để đề phòng khả bị biến dạng dẻo lớn phá hỏng tải đột ngột (chẳng hạn mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục độ bền tĩnh theo công thức : σ td =√ σ +3 ⋅τ ≤[ σ ] Với: σ = M max T max , τ= 3 0,1 d 0,2 d [σ ]=0,8 σ ch =0,8 ×340=272 MPa Trục I : σ = M max 0,1 d¿1 ¿ ¿ τ= T max ¿¿ 0,2d ¿ Suy :σ td =√ 37.062 +3 ×14.952=45.21≤ [σ ]=272 MPa Vậy, trục I đảm bảo độ bền tĩnh Trục II : σ = M max 0,1 d¿2 ¿ ¿ τ= T max 0,2d ¿2 ¿ ¿ Suy : σ td =√ 25.682 +3 ×12.36 2=33.65 ≤[ σ ]=272 MPa Vậy, trục II đảm bảo độ bền tĩnh Tài liệu tham khảo PGS.TS.Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển : Tính toán thiết kế hệ dẫn động khí tập NXB Giáo dục Việt Nam ( 2010) 30 Nguyên lý Chi tiết máy GVHD: PGS.TS.Văn Hữu Thịnh PGS.TS.Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển : Tính toán thiết kế hệ dẫn động khí tập NXB Giáo dục Việt Nam (2010) 31