(Tiểu luận) bài tập lớn nguyên lý – chi tiết máy đề tài tính toán hệ dẫn động băng tải

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP HỒ CHÍ MINH KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC BÀI TẬP LỚN NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY ĐỀ TÀI: Tính toán hệ dẫn động băng tải Giảng viên HD: PGS.TS Văn Hữu Thịnh Lớp học phần: 201LLCT130105_02 Sinh viên thực hiện: Nguyễn Đức Nhuận MSSV: 19145434 TP.Hồ Chí Minh, tháng 06 năm 2021 h h MỤC LỤC PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN Chọn động điện Phân phối tỉ số truyền PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG Chọn loại tiết diện đai thang Đường kính các bánh đai d1, d2 Khoảng cách trục a Chiều dài đai l .7 Tính góc ơm α1 bánh đai dẫn Xác định số đai z 7 Chiều rộng bánh đai 8 Tính lực tác dụng lên trục PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 10 Chọn vật liệu bánh 10 Xác định ứng suất cho phép 10 Chiều dài ngồi 12 Xác định thông số ăn khớp 13 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 14 Kiểm nghiệm độ bền uốn .16 Kiểm nghiệm tải 17 PHẦN 4: THIẾT KẾ TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC 19 Chọn vật liệu .19 Xác định tải trọng tác dụng lên trục 20 Khoảng cách giữa gối đỡ điểm đặt lực 20 Tính vẽ các biểu đồ nội lực 21 Tính tốn độ bền mỏi .28 Kiểm nghiệm trục độ bền tĩnh 31 Tài liệu tham khảo 32 h PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN Chọn động điện - Công suất trục công tác: 𝑃= 𝐹 𝑣 5100 1,25 = = 6,38 (𝑘𝑊) 1000 1000 - Cơng suất tính: 𝑃𝑡 = 𝑃 = 6,375 𝑘𝑊 (tải trọng tĩnh) - Công suất cần thiết trục động cơ: 𝑃𝑐𝑡 = 𝑃𝑡 𝜂 = 6,38 0,894 = 7,14 (𝑘𝑊 ) Với: 𝜂 = 𝜂𝑛𝑡 𝜂𝑏𝑟 𝜂đ 𝜂ô3 = 0,96 0,96 0,993 = 0,894 Trong đó: 𝜂𝑛𝑡 : Hiệu suất nối trục 𝜂𝑏𝑟 : Hiệu suất truyền bánh 𝜂đ : Hiệu suất truyền đai 𝜂ô : Hiệu suất truyền ổ lăn Tra bảng 2.1 ta 𝜂đ = 0,96 (bộ truyền đai thang - để hở); 𝜂𝑏𝑟 = 0,96 (bộ truyền bánh côn); 𝜂𝑛𝑡 = 1; 𝜂ô = 0,99 (hiệu suất cặp ổ lăn) - Tốc độ quay trục công tác: 𝑛= 60000.𝑣 𝜋.𝐷 = 60000 1,25 𝜋 350 = 68,21 (vịng/phút) Hệ truyền động khí có truyền đai thang hộp giảm tốc cấp bánh côn thẳng, theo bảng 2.2 ta sơ chọn 𝑢đ = 𝑢𝑥 = 2,5; 𝑢ℎ = 𝑢𝑏𝑟𝑛 = h - Tỉ số truyền chung sơ bộ: 𝑢𝑠𝑏 = 𝑢đ 𝑢ℎ = 10 𝑛𝑠𝑏 = 𝑛 𝑢𝑠𝑏 = 68,21 10 = 682,1 (vòng/phút) Ta cần chọn động thỏa mãn điều kiện: 𝑃đ𝑐 ≥ 𝑃𝑐𝑡 𝑣à 𝑛đ𝑐 ≈ 𝑛𝑠𝑏 = 682,1 ( 𝑣𝑔 ) 𝑝ℎ - Tra phụ lục P1.2, chọn động điện khơng đồng pha rơto lồng sóc 50 Hz loại 4A160S8Y3 𝑃đ𝑐 = 7,5 𝑘𝑊, 𝑛đ𝑐 = 730 vòng/phút có 𝑇𝑘đ 𝑇𝑑𝑛 = 1,4 Phân phối tỉ số truyền - Tỉ số truyền chung: u= 𝑛đ𝑐 𝑛 730 = 68,21 = 10,7 Chọn trước tỉ số truyền 𝑢đ = 3,15 ⇒ 𝑢ℎ = 𝑢 𝑢đ = 10,7 3,15 = 3,4 ⇒ 𝑢𝑡 = 𝑢ℎ 𝑢đ = 3,4 3,15 = 10,71 ⇒ ∇𝑢 = |𝑢𝑡 − 𝑢| = 0,01 < 0,09 ⟹ Thỏa điều kiện sai số cho phép h BẢNG HỆ THỐNG SỐ LIỆU Trục Động Thông số u I II III 𝑢đ = 3,15 𝑢ℎ = 3,4 𝑢𝑛𝑡 = = 730 𝑛1 = 231,7 𝑛2 = 68,2 𝑛3 = 68,2 n (vg/ph) 𝑛đ𝑐 P (kW) 𝑃𝑚 = 7,13 𝑃1 = 6,78 𝑃2 = 6,44 𝑃3 = 6,38 𝑇𝑚 = 93276 𝑇1 = 279451 𝑇2 = 901788 𝑇3 = 893387 T (N.mm) Trong đó: - Số vịng quay: 𝑛1 = 𝑛đ𝑐 𝑢đ 𝑛1 𝑛2 = 𝑢ℎ = = 730 𝑣𝑔 = 231,7 (𝑝ℎ) 3,15 231,7 𝑣𝑔 = 68,2 (𝑝ℎ) 3,4 𝑣𝑔 𝑛2 = 𝑛3 = 68,2 (𝑝ℎ) - Công suất: 𝑃3 = 𝑃 = 6,38 (𝑘𝑊 ) 𝑃2 = 𝑃1 = 𝑃𝑚 = - Mômen xoắn: 𝑃 𝜂ô = 𝑃2 𝜂𝑏𝑟 𝜂ô 𝑃1 𝜂đ 𝜂ô 𝑇𝑚 = 𝑇1 = 𝑇2 = 𝑇3 = 6,38 0,99 = = = 6,44 (𝑘𝑊) 6,44 0,96.0,99 6,78 0,96.0,99 9,55.106 𝑃𝑚 𝑛đ𝑐 9,55.106 𝑃1 𝑛1 9,55.106 𝑃2 𝑛2 9,55.106 𝑃3 𝑛3 = = = = = 6,78(𝑘𝑊) = 7,13 (kW) 9,55.106 7,13 730 9,55.106 6,78 231,7 9,55.106 6,44 68,2 9,55.106 6,38 68,2 = 93276 (𝑁 𝑚𝑚) = 279451 (𝑁 𝑚𝑚) = 901788 (𝑁 𝑚𝑚) = 893387 (𝑁 𝑚𝑚) h PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG Thông số đầu vào - Công suất bánh đai chủ động: Pm = 7,13 (kW) - Số vòng quay: nđc = 730 (vòng/phút) - Tỉ số truyền: uđ = 3,15 Chọn loại tiết diện đai thang - Dựa vào thông số đầu vào, tiết diện đai thang chọn dựa theo công suất Pm tốc độ quay nđc bánh đai dẫn (đồ thị hình 1.1) Ta chọn đai hình thang có tiết diện Ƃ Đường kính các bánh đai d1, d2 - Theo bảng 3.13 bảng 3.19 chọn đường kính bánh đai dẫn d1 = 180 mm 𝑣1 = Vận tốc đai: 𝜋.𝑑1 𝑛đ𝑐 60000 𝜋.180.730 = 60000 = 6,88 m/s < vmax = 25 m/s - Chọn ε = 0,02, đường kính bánh đai bị dẫn: 𝑑2 = 𝑢đ 𝑑1 (1 − 0,02) = 3,15.180 (1 − 0,02) = 555,66mm Theo bảng 3.21, chọn đường kính theo tiêu chuẩn d2 = 560 mm - Tỉ số truyền thực tế: 𝑢𝑡 = 𝑑2 𝑑1 (1 – ε) 𝛥u = 𝑢𝑡 - u 𝑢 = 560 = 3,17 180.(1 – 0,02) 100% = 3,17 – 3,15 3,15 100% = 0,63% < 3% ⟹ Thỏa điều kiện cho phép Khoảng cách trục a - Theo tỉ số truyền ut = 3,17 bảng 3.14 ta tính được: a = 0,9915d2 = 0,9915 560 = 555,24 mm - Kiểm tra a theo điều kiện (3.18): h 0,55(𝑑1 + d2 ) + h = 0,55(180 + 560) + 10,5 = 417,5 mm Với h chiều cao đai thang (lấy theo bảng 3.13) 2(𝑑1 + d2 ) = 2.(180 + 560) = 1480 mm - Như a = 555,24 mm, thỏa điều kiện: mm 417,5 mm < 555,24 mm < 1480 Chiều dài đai l - Chiều dài đai l tính theo cơng thức: 𝑙 = 2𝑎 + 𝜋.(𝑑1 +𝑑2 ) = 555,24 + + (𝑑2 −𝑑1 )2 4𝑎 𝜋.(180+560) + (560−180)2 4.555,24 = 2338 mm Chọn theo tiêu chuẩn l = 2360 mm (bảng 3.13) - Kiểm nghiệm đai tuổi thọ: số vòng chạy đai giây I= 𝑣 𝑙 = 6,88 2,36 = 2,9 lần/s < [i] = 10 - Tính lại khoảng cách trục a theo cơng thức A= Trong : λ + √𝜆2 – 8Δ2 λ=l– Δ= π(𝑑1 + d2 ) 𝑑2 – d1 = = 566,65 ≃ 567 mm = 2360 – 560 – 180 π(180 + 560) = 1197 = 190 Tính góc ơm α1 bánh đai dẫn - Góc ơm α1 bánh đai dẫn tính theo cơng thức (3.8): 𝛼1 = 180𝑜 − (𝑑2 − 𝑑1 ) 57𝑜 (560 − 180) 57𝑜 = 180𝑜 − 𝑎 567 = 142𝑜 > 120𝑜 (thỏa điều kiện góc ơm) Xác định số đai z - Số đai z tính theo cơng thức (3.19): h Z ≥ Pm Kđ /([P0 ]Cα Cl Cu Cz ) Trong đó: Kđ = 1,0 (bảng 3.7): tải tĩnh Pm = 7,13 kW, công suất trục bánh đai chủ động [Po ] = 2,6 kW với đai Ƃ, v = 6,88 m/s (tra bảng 3.19) Cα = 0,896 với α1 = 142° (tra bảng 3.15) Cl = 1,011 với 𝑙 𝑙𝑜 = 2360 = 1,054 (tra bảng 3.16) 2240 Cu = 1,14 với ut = 3,17 (tra bảng 3.17) Cz = 0,95 tra bảng 3.18 với Pm/[P0] = 7,13/2,6 = 2,74 ⇒𝑧= 𝑃𝑚 𝐾đ [𝑃0 ].Cα Cl Cu Cz 7,13.1 = 2,6.0,896.1,011.1,14.0,95 = 2,83 Chọn z = đai Chiều rộng bánh đai - Chiều rộng bánh đai tính theo cơng thức (3.20): B = (z - 1).t + 2e = (3 – 1).19 + 2.12,5 = 63 với t e tra bảng 3.21 Tính lực tác dụng lên trục - Lực căng đai xác định theo công thức sau: 𝐹0 = đó: 780.𝑃𝑚 𝐾đ 𝑣.𝐶∝ 𝑧 780.7,13.1 + 𝐹𝑣 = 6,88.0,896.3 + 8,43 = 309 (N) Fv lực căng lực li tâm sinh Fv = qm.v2 = 0,178.6,882 = 8,43 (N) Với: qm khối lượng mét chiều dài đai (tra bảng 4.22) - Lực tác dụng lên trục 142𝑜 ∝ 𝐹𝑟 = 𝐹0 𝑧 sin ( 1) = 2.309.3.sin( 2 ) = 1753 (N) h BẢNG TỔNG HỢP CÁC THƠNG SỐ CỦA BỢ TRUYỀN ĐAI Thơng số Kí hiệu Giá trị Loại tiết diện đai Ƃ Số đai z Đường kính bánh đai nhỏ d1 180 mm Đường kính bánh đai lớn d2 560 mm Chiều rộng bánh đai B 63 mm Chiều dài đai l 2360 mm Khoảng cách trục a 567 mm Góc ơm bánh đai nhỏ 1 1420 Lực căng ban đầu Fo 309 N Lực tác dụng lên trục Fr 1753 N h 𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹1 √𝐾𝑞𝑡 = 99.√2,2 = 146,8 (MPa) < [𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 ] = 464 (MPa) 𝜎𝐹2𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹2 √𝐾𝑞𝑡 =94,6.√2,2 = 140 (MPa) < [𝜎𝐹2𝑚𝑎𝑥 ] = 360 (MPa) ⇒ Thỏa điều kiện BẢNG THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC BỢ TRUYỀN BÁNH RĂNG Thơng số Kí hiệu Giá trị Chiều dài ngồi Re 223,6 mm Mơđun mte mm Chiều rộng vành b 54 mm Tỉ số truyền u 3,4 Góc nghiêng β 0° Z1 30 Z2 102 x1; x2 0;0 𝛿1 16o23’22’’ 73o36’38’’ Số bánh Hệ số dịch chỉnh Góc chia 𝛿2 18 h PHẦN 4: THIẾT KẾ TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC Chọn vật liệu Chọn vật liệu chế tạo trục thép C45 cải thiện: - Giới hạn bền là: бb = 750MPa - Giới hạn chảy là: бch = 450 MPa - Ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 15 ÷ 30 MPa (lấy trị số nhỏ trục vào hộp giảm tốc, trị số lớn - trục ra) 19 h - Xác định sơ đường kính trục, đường kính trục thứ k ứng với k = 1,2 𝑇1 = 279451 (Nmm) 𝑇2 = 901788 (Nmm) - Đường kính trục xác định theo công thức 10.9: 𝑑1 ≥ √ 279451 𝑇1 =√ = 45,33 (mm) 0,2[𝜏] 0,2.15 Chọn d1= 46 (mm) 𝑑2 ≥ √ 901788 𝑇2 =√ = 53,17 (mm) 0,2[𝜏] 0,2.30 Chọn d2= 54 (mm) Xác định tải trọng tác dụng lên trục - Lực tác dụng từ truyền bánh răng: 𝐹𝑡1 = 𝐹𝑡2 = 2𝑇1 2.279451 = = 5322,9 (𝑁) 𝑑𝑚1 105 𝐹𝑟1 = F𝑎2 = 𝐹𝑡1 𝑡𝑎𝑛 0° 𝑐𝑜𝑠 𝛿1 = 5322,9 𝑡𝑎𝑛 0𝑜 𝑐𝑜𝑠( 16,389) =1858,7 (N) 𝐹𝑎1 = F𝑟2 = 𝐹𝑡1 𝑡𝑎𝑛 0° 𝑠𝑖𝑛 𝛿1 = 5322,9 𝑡𝑎𝑛 0𝑜 𝑠𝑖𝑛( 16,389) =546,6 (N) - Lực tác dụng lên trục: 𝐹𝑟 = 1753 (𝑁) - Lực tác dụng từ nối trục đàn hồi: Fk= 0,3.Ft1 = 0,3.5322,9 = 1596,9 (N) Khoảng cách giữa gối đỡ điểm đặt lực Theo bảng 10.2 Chiều rộng ổ lăn: chọn b01 = 25 (mm) ; b02 = 29 (mm) - Chiều dài mayo bánh đai: lm12 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑1 = (55,2 ÷ 69)mm ⇒ chọn lm12 = 60 mm - Chiều dài mayo nửa khớp nối: lm22 = (1,2 ÷ 1,4)𝑑2 = (64,8 ÷ 75,6)mm ⇒ chọn lm22 = 70 mm 20 h - Chiều dài mayo bánh côn: + Bánh nhỏ: lm13 = (1,2 ÷ 1,4)𝑑1 = (55,2 ÷ 64,4) mm ⇒ chọn lm13 = 60 mm + Bánh lớn: lm23 = (1,2 ÷ 1,4)𝑑2 = (64,8 ÷ 75,6) mm ⇒ chọn lm23 = 70 mm Các kích thước liên quan đến chiều dài trục chọn theo bảng 10.3 trang 189: k1 = 10 mm k = 10 mm k = 20 mm hn = 20 mm Kết tính khoảng cách lki trục thứ k từ gối đỡ đến chi tiết quay thứ sau: + Trục I: l11 = (2,5 ÷ 3)d1 = (115 ÷ 138) chọn l11 = 120 mm l12 = - lc12 = 0,5(lm12 + b01 ) + k3 + hn = 0,5.(60 + 25) +20 +20 = 82,5 mm l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0.5(b01 – b cos δ1) = 120 +10 + 10 + 60 + 0,5.(25 –54.cos(16,389)) = 186 mm + Trục II: l21 = lm22 + lm23 + b02 + 9k1 + 2k2 = 70 + 70 + 29 + 9.10 + 2.10 = 279 mm l22 = 0,5(lm22 + b02) + k1 + k2 = 0,5.(70 + 29) + 10 + 10 = 69,5 mm l23 = l22 + 0,5.(lm22 + b.cos δ2) + k1 = 69,5 + 0,5.(70 + 54.cos(73,611)) +10 = 122 mm Tính vẽ các biểu đồ nội lực 𝑀1 = 𝐹𝑎1 𝑑𝑚1 = 546,6.105 = 28696.5(N.mm) 21 h 𝐹𝑑𝑥 = 𝐹𝑟 cos 45 = 1753 cos 45 = 1239,6 (𝑁) 𝐹𝑑𝑦 = 𝐹𝑟 sin 45 = 1753 sin 45 = 1239,6 (𝑁) * Trục I: - Xét mặt phẳng yOz: ∑ 𝑀𝐵𝑦 = − 𝐹𝑑𝑦 𝑙12 + 𝑌𝑐 𝑙11 − 𝐹𝑟1 𝑙13 + 𝑀1 = −1239,6 82,5 + 𝑌𝑐 120 – 1858,7 186 + 28696.5 = ⇒ 𝑌𝑐 = 3494,1(N) ∑ 𝐹𝑦 = −𝐹𝑑𝑦 + 𝑌𝑏 − 𝑌𝑐 + 𝐹𝑟1 = −1239,6 + 𝑌𝑏 – 3494,1 +1858,7 = ⇒ 𝑌𝑏 = 2875 (N) - Xét mặt phẳng xOz: ∑ 𝑀𝐵𝑥 = 𝐹𝑑𝑥 𝑙12 − 𝑋𝑐 𝑙11 + 𝐹𝑡1 𝑙13 = 1239,6 82,5 - 𝑋𝑐 120 + 5322,9.186 = ⇒ 𝑋𝑐 = 9102,72 (N) ∑ 𝐹𝑥 = 𝐹𝑑𝑥 − 𝑋𝑏 + 𝑋𝑐 − 𝐹𝑡1 = 1239,6 − 𝑋𝑏 + 9102,72 – 5322,9 = ⇒ 𝑋𝑏 = 5019,42(N) - Tính Momen uốn tương đương Mtđ = √𝑀𝑢2 + 0,75T Nmm Với: Mu = √𝑀𝑥2 + 𝑀𝑦2 ; T: Momen xoắn trục Từ cơng thức biểu đồ momen ta tính được: (𝐴) 𝑀𝑡đ = 242011 Nmm (𝐵) 𝑀𝑡đ = 281934 Nmm (𝐶) 𝑀𝑡đ = 436831 Nmm (𝐷) 𝑀𝑡đ = 243700 Nmm 22 h - Đối với trục đặc, đường kính trục tiết diện j tính theo cơng thức: (𝑗) 𝑀 dj = √ 𝑡đ 0,1[б] Trong [б] ứng suất cho phép thép chế tạo trục, theo bảng 10.5 trang 195 Đối với trục ta được: [б] = 57,4 MPa - Ta tính đường kính trục tiết diện sau: (𝐴) 𝑑1 = 34,8 mm (𝐵) 𝑑1 = 36,6 mm (𝐶) 𝑑1 = 42,37 mm (𝐷) 𝑑1 = 34,89 mm Xuất phát từ yêu cầu độ bền, lắp ghép cơng nghệ ta chọn đường kính đoạn trục sau: (𝐴) 𝑑1 = 36 mm (𝐵) 𝑑1 (𝐷) 𝑑1 (𝐶) = 𝑑1 = 45 mm = 36 mm 23 h 24 h * Trục 2: 𝑀2 = 𝐹𝑎2 𝑑𝑚2 = 1858,7 357 = 331777,95 (N.mm) - Xét mặt phẳng yOz: ∑ 𝑀𝐷𝑦 = 𝐹𝑟2 𝐶𝐷 − 𝑌𝐵 𝐵𝐷 + 𝑀2 = 546,6.157 − 𝑌𝐵 279 + 331777,95 = ⇒ 𝑌𝐵 = 1496,75 (N) ∑ 𝐹𝑦 = −𝑌𝐵 + 𝐹𝑟2 + 𝑌𝐷 = −1496,75 + 546,6 + 𝑌𝐷 = ⇒ 𝑌𝐷 = 950,15 (N) - Xét mặt phẳng xOz: ∑ 𝑀𝐷𝑥 = 𝐹𝑘 𝐴𝐷 − 𝐹𝑡2 𝐶𝐷 + 𝑋𝐵 𝐵𝐷 = 1596,9.348,5 − 5322,9 157 + 𝑋𝐵 279 =0 ⇒ 𝑋𝐵 = 1000,63 (N) ∑ 𝐹𝑥 = 𝐹𝑘 + 𝑋𝐵 − 𝐹𝑡2 + 𝑋𝐷 = 1596,9 + 1000,63 −5322,9 + 𝑋𝐷 = ⇒ 𝑋𝐷 = 2725,37 (N) - Tính Momen uốn tương đương Mtđ = √𝑀𝑢2 + 0,75T Nmm Với: Mu = √𝑀𝑥2 + 𝑀𝑦2 ; T: Momen xoắn trục Từ công thức biểu đồ momen ta tính được: (𝐴) 𝑀𝑡đ = 780971 Nmm (𝐵) 𝑀𝑡đ = 788817 Nmm (𝐶) 𝑀𝑡đ = 902913 Nmm (𝐷) 𝑀𝑡đ = 780971 Nmm 25 h - Đối với trục đặc, đường kính trục tiết diện j tính theo công thức: (𝑗) 𝑀 dj = √ 𝑡đ 0,1[б] Trong [б] ứng suất cho phép thép chế tạo trục, theo bảng 10.5 trang 195 Đối với trục ta được: [б] = 54,6 MPa - Ta tính đường kính trục tiết diện sau: (𝐴) 𝑑2 = 52,3 mm (𝐵) 𝑑2 = 52,47 mm (𝐶) 𝑑2 = 54,89 mm (𝐷) 𝑑2 = 52,3 mm Xuất phát từ yêu cầu độ bền, lắp ghép cơng nghệ ta chọn đường kính đoạn trục sau: (𝐴) 𝑑2 = 52 mm (𝐵) (𝐷) 𝑑2 = 𝑑2 = 52 mm (𝐶) 𝑑2 = 55 mm 26 h 27 h Tính tốn đợ 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: sj = sσj sτj √s2σj +s2τj ≥ [s] Trong : - [s]: hệ số an toàn 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 = sτj = σ−1 Kσdj σaj +ψσ σmj τ−1 Kτdj τaj +ψτ τmj Vì trục quay làm việc theo chiều nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng: Do : σmj = , σaj = σmaxj = Mj Wj ⇒ sσj = σ−1 Kσdj σaj +ψσ σmj = σ−1 Kσdj σaj Vì trục quay làm việc theo chiều nên ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động: τmj = τaj = sτj = τmaxj = Tj 2w0j τ−1 K τdj τaj + ψτ τmj Trong : σaj , τaj , σmj biên độ trị số trung bình ứng suất pháp tiếp mặt cắt tiết diện j Mj : Mômen tổng tiết diện j 28 h Wj , W0j – mô men cản uốn mô men xoắn tiết diện j Với thép C45 có : Giới hạn bền kéo : σb = 750MPa Giới hạn mỏi uốn : σ−1 = 0,436 σb = 327 MPa Giới hạn mỏi xoắn : τ−1 = 0,58 σ−1 = 0,58.327 = 189.66 MPa Tra bảng 10.7 trang197 Ta hệ số ảnh hưởng trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ψ_σ=0,1 ; ψ_τ=0,05 Tại tiết diện (D) trục I (tiết diện lắp bánh có đường kính d = 36 mm) - Đối với trục tiết diện tròn : WD = πd3 W0D = 32 = πd3 16 3,14.363 = 32 = 4578,12 (Nmm) 3,14.363 16 = 9156,24 (Nmm) - Ứng suất pháp tiếp sinh : σaD = MD 28639,2 = = 6,26 (MPa) WD 4578,12 τaD = TD 279451 = = 15,26 (MPa) 2W0D 2.9156,24 - Xác định hệ số K σdj K τdj tiết diện nguy hiểm (D) Theo công thức : K σdj = Kσ +Kx −1 εσ Ky K τdj = , Kτ +Kx −1 ετ Ky 29 h Trong : K x – hệ số tập trung ứng suất trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công độ nhẵn bề mặt cho bảng 10.8 trang 197, chi tiết gia công máy tiện, yêu cầu đạt R a = 2,5 ÷ 0, 63 μm đó: K x = 1,09 K y – hệ số tăng bền bề mặt trục cho bảng 10.9 trang 197 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt nên K y = - Dùng dao phay ngón trục có rảnh then, theo bảng 10.12 trang 199 Ta được: K σ =1,9475 ; K τ = 1,795 - Trị số hệ số kích thước εσ , ετ theo bảng 10.10 trang 198 εσ = 0,712, ετ = 0,768 K σd(D) = Kσ εσ Ky K τd(D) = + Kx − Kτ ετ +Kx − Ky = = 1,9475 + 1,09 − 0,712 1,795 + 1,09 − 0,768 = 2,82 = 2,43 Vậy: với τmD = τaD = 15,26 (MPa) sσD = σ−1 327 = = 18,52 K σd(D) σaD 2,82.6,26 sτD = τ−1 189,66 = =5 K τd(D) τaD + ψτ τmD 2,43.15,26 + 0,05.15,26  sD = sσD sτD √s2σj +s2τj = 18,52.5 √18,522 +52 = 4,83 ≥ [s] = (1,5 ÷ 2,5) Do tiết diện (D) trục I thỏa điều kiện bền mỏi - Tương tự, tiết diện nguy hiểm: (C) trục I (C), (D) trục II thỏa điều kiện bền mỏi 30 h 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 : σtd = √𝜎 + 𝜏 ≤ [σ] Trong đó: Trong đó: σ= 𝑀𝑚𝑎𝑥 τ= 𝑇𝑚𝑎𝑥 0,1𝑑 0,2𝑑 [σ] = 0,8𝜎𝑐ℎ = 0,8.450 = 360 MPa Trục I : σ= τ= 𝑀𝑚𝑎𝑥 (𝐶) 0,1𝑑1 𝑇𝑚𝑎𝑥 (𝐶) = = 0,2𝑑1 351311,4 0,1.453 279451 0,2.42,53 = 38,55 = 15,33 Suy : σtd = √38,552 + 15,332 = 46,8 ≤ [σ] = 360 MPa Vậy, trục I đảm bảo độ bền tĩnh Trục II : σ= τ= 𝑀𝑚𝑎𝑥 (𝐶) 0,1𝑑2 𝑇𝑚𝑎𝑥 (𝐶) 0,2𝑑2 = = 427883,21 0,1.553 901788 0,2.553 = 25,72 = 27,1 Suy : σtd = √25,722 + 27,12 = 53,5 ≤ [σ] = 272 MPa Vậy, trục II đảm bảo độ bền tĩnh 31 h Tài liệu tham khảo PGS.TS.Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển : Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí tập NXB Giáo dục Việt Nam ( 2010) PGS.TS.Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển : Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí tập NXB Giáo dục Việt Nam (2010) 32 h