ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA -o0o BTL CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN VĂN THẠNH Họ Tên : Phạm Hồng Đức MSSV : 2111086 TP.HCM, 2023 Phụ lục Chương I : Lập bảng số liệu Chương II : Tính tốn thiết ké truyền đai thang Chương III : Tính tốn thiết kế hệ thống bánh răng thẳng Chương IV : Tính tốn thiết kế truyền bánh trụ nghiên 12 Chương V: Tính tốn thiết kế trục then 18 Trục II 19 Trục III 27 Trục IV 33 Tài liệu tham khảo 41 Chương I : Lập bảng số liệu 𝜂đ = 0,96 𝜂𝑏𝑟𝑐 = 0,94 𝜂𝑏𝑟𝑛 = 0,96 𝜂𝑜𝑙𝑎𝑛 (1 𝑐ặ𝑝) = 0,99 𝜂𝑘𝑛 = 𝑃(𝐾𝑤) 𝑇(𝑁 𝑚) = 9,55 103 𝑣 𝑛(𝑝) P (kW) 3,84 3,6 3,46 n (v/p) 750 300 125 45 Thông số u T (N.mm) 2,5 50933,33 2,4 122240 2,78 275040 734288,89 Chương II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG P1 = 4kW n1 = 750 vòng/phút; tỷ số truyền u = 2,5 - Với cơng suất P1 n1 theo bảng 4.22 ta chọn đai loại B + bp = 14mm; bo = 17mm; h = 10.5mm; yo = 4.0mm; A = 138 mm2; d1min = 125mm L đai = 800 – 6300mm - Đường kíng bánh đai nhỏ : + d1 = 1,2 d1min = 1,2 125 = 150mm; Theo chuẩn ta chọn d1 = 160mm + Tính 1 d1 n1 = 6,283 (m/s) 1 25 nên d1 hợp lí Chọn 0.01 60000 d2 = µ d1 ( – 0,01 ) = 392 mm Ta chọn d2 = 400 mm - Tỉ số truyền thực tế : + 𝑢= 𝑑 𝑑2 (1−𝜉) = 2,52 + Sai lệch : delta_u = |𝑈𝑡𝑡− 𝑈| 𝑈 100% = 2% < 5% + Khoảng cách trục nhỏ xác định theo công thức: 2(d1 + d2) a 0,55(d1 + d2) + h 1120mm a 318,5 mm Ta chọn sơ a = 1,2.d2 = 480mm u = - Chiều dài tính tốn đai L 2a ( d d2 ) ( d2 d1 )2 4a = 1869,65mm Theo tiêu chuẩn, ta chọn đai thang có chiều dài L = 1800mm = 1,8m + Kiểm nghiệm : i L 6,28 3,49 s-1, [i] = 10s-1, điều kiện thỏa 1,8 - Góc cơm đai : + α = 180o – 57o.( 𝑑2−𝑑1 𝑎 ) = 151,5o = 2,644 rad - Các hệ số sử dụng : /110 + Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ơm đai: C 1,24(1 e ) 0,92 + Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc: C 1 0,05(0,01 1) 1,030 + Hệ số xét đến ảnh hưởng tỷ số truyền u: Cu = 1,14 u = 2,5 + Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz, ta chọn sơ + Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng: Cr = + Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai: CL L 0,964 L0 Số dây đai xác định theo công thức: z≥ P1 3,5 1,4 [ P0 ] C Cu CL Cz Cr C 2,4 0,92 1,03 1,14 1 1 0,964 Vậy ta chọn z = đai - Tính tốn lực bánh đai : + Lực căng đai : F0 = A[ ] zA1[ ] 138 1,5 414 N + Lực căng đai : F = 207N + Ft = 556,4N - Ứng suất lớn đai + max 212 278,66 2 1200 6,28 10 100 7,59 MPa 138 138 160 m r 7 10 7,59 10 - Tuổi thọ đai : Lh max 1555,42 3600i 3600 3,49 Chương III : TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỆ THỐNG BÁNH RĂNG CƠN RĂNG THẲNG Ta có thơng số : T2 = 122240 N.mm; n2 = 300 (v/p); u23 = 2,4 Theo bảng 6.1.[1] ta chọn vật liệu sau : - Bánh chủ động: Thép C40; Tôi cải thiện HB1 = 270 Mpa 𝛿 b1 = 950; 𝛿 ch1 = 700 - Bánh bị động: Thép C45; Tôi cải thiện HB2 = 260 Mpa 𝛿 b2 = 850; 𝛿 ch2 = 650 Tính tốn số liệu Chu kì làm việc sở : NHO1= 30HB12,4 = 30.2602,4 = 2,053.107 chu kỳ NHO2= 30HB22,4 = 30.2482,4 = 1,875.107 chu kỳ NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kỳ Số chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng tĩnh: NHE1 = NFE1 = 370,34 106 NHE2 = NFE2 = 105,81 106 Ta thấy NHE1 > NHO1 NHE2 > NHO2 => KHL1 = 1; KHL2 = giới hạn mỏi tiếp xúc uốn bánh xác định sau: σ0Hlim = 2HB +70 , suy σ0Hlim1 = 2HB1 +70 = 610 MPa σ0Hlim1 = 2HB2 +70 = 590 MPa σ0Flim = 1,8HB, suy σ0Flim1 = 1,8HB1 = 486 MPa σ0Flim2 = 1,8HB2 = 468 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] Him ZR ZV ZL K XH sH K HL Him 0,9 sH K HL Khi cải thiện sH=1,1 , đó: [σH1] = 610 0,9 = 499,1 Mpa [σH2] = 590 0,9 = 482,7 Mpa 1,1 1,1 [σH] = 482,7 Mpa Ứng suất uốn cho phép: F F lim sF K FL Chọn sF=1,75, ta có: [σf1] = 486 = 277,71 Mpa [σf2] = 468 = 267,43 Mpa 1,75 1,75 Chọn hệ số chiều rộng vành ψbe = 0,285, 0, 285.2,4 be u 0,399 Chọn hệ be 0, 285 số tải trọng tính KH=KHβ theo bảng 6.19, ta chọn KH = 1,14 KFβ = +( KHβ – 1)1,5 = 1,21 Đường kính de1 = 950 TKH 104,474 (mm) 0,85(1 0,5 be )2 be u[ H ]2 Tra bảng 6.20, ta chọn z1p = 21 răng, với độ rắn bề mặt H1, H2 Thỏa điều kiện Xác định số tương đương zv1 = z1 34 36,81 , chọn zv1 = 37 cos 1 cos(22,52) zv2= z2 82 214,10 ,chọn zv2=214 cos 2 cos(67,48) 10 Với ∑ 𝐹𝑌 = 0: 𝑅𝐴𝑌 + 𝐹𝑟2 − 𝐹𝑟3 + 𝑅𝐷𝑌 = → 𝑅𝐴𝑌 = 𝐹𝑟3 − 𝐹𝑟2 − 𝑅𝐷𝑌 = −274,85 𝑁 Xét mặt phẳng Oxz, ∑ 𝑀 ⁄𝐴 = 0: 𝐹𝑡2 65,88 + 𝐹𝑡3 154,27 + 𝑅𝐷𝑋 246,77 = → 𝑅𝐷𝑋 = −𝐹𝑡265,88−𝐹𝑡3154,27 246,77 Với ∑ 𝐹𝑋 = = −2067,5 𝑁 𝑅𝐴𝑋 + 𝐹𝑡2 + 𝐹𝑡3 + 𝑅𝐷𝑌 = → 𝑅𝐴𝑋 = −𝐹𝑡2 − 𝐹𝑡3 − 𝑅𝐷𝑋 = −2200,55 𝑁 28 29 Theo biểu đồ momen tiết diện nguy hiểm B C Momen uốn B: 𝑀𝐵 = √𝑀𝐵𝑋 + 𝑀𝐵𝑌 = √68622,392 + 144972,2342 = 160393,21 𝑁𝑚𝑚 Momen xoắn B: 𝑇𝐵 = 275040 𝑁𝑚𝑚 Momen tương đương B: 𝑀𝑡𝑑𝐵 = √𝑀𝐵𝑋 + 𝑀𝐵𝑌 + 0,75𝑇𝐵 = 287160,64 𝑁𝑚𝑚 Đường kính trục B: 𝑀 𝑡𝑑 𝑑𝐵 ≥ √ 0,1[𝜎𝐵 ] = √ 𝐹 287160,64 0,1 65 = 35,35 𝑚𝑚 Tại B có lắp bánh nên có then làm 𝑑𝐵 tăng thêm 5% Vậy theo tiêu chuẩn chọn 𝑑𝐵 = 42 𝑚𝑚 Momen uốn C: 𝑀𝐶 = √𝑀𝐶𝑋 + 𝑀𝐶𝑌 = √92834,852 + 191244,42 = 212585,82 𝑁𝑚𝑚 Momen xoắn C: 𝑇𝐶 = 275040 𝑁𝑚𝑚 Momen tương đương C: 𝑀𝑡𝑑𝐶 = √𝑀𝐶𝑋 + 𝑀𝐶𝑌 + 0,75𝑇𝐶 = 319261,61 𝑁𝑚𝑚 Đường kính trục C: 𝑑𝐶 ≥ √ 𝑀𝑡𝑑𝐶 0,1[𝜎𝐹 ] =√ 319261,61 0,1 65 = 36,62 𝑚𝑚 Tại C có lắp bánh nên có then làm 𝑑𝐶 tăng thêm 5% Vậy theo tiêu chuẩn chọn 𝑑𝐶 = 42 𝑚𝑚 Vậy thân trục 𝑑𝐶 = 𝑑𝐵 = 42 𝑚𝑚, chọn đường kính vai trục 𝑑𝑚𝑎𝑥 = 50 𝑚𝑚, chọn đường kính ngõng trục lắp ổ lăn A D theo tiêu chuẩn 𝑑𝐴 = 𝑑𝐷 = 35 𝑚𝑚 30 Thiết kế then lắp thân trục: Chiều rộng then 𝑏 = (0,25 ÷ 0,3)𝑑𝐵 = (0,25 ÷ 0,3) 42 = 10,5 ÷ 12,6 𝑚𝑚 Vậy chọn kích thước mặt cắt ngang then theo tiêu chuẩn: 𝑏 × ℎ = 12 × Vậy trục có then thân trục, với then đầu có chiều rộng 𝑏 = 12 𝑚𝑚; chiều cao ℎ = 𝑚𝑚; chiều sâu rãnh then trục 𝑡 = 4.5 𝑚𝑚; chiều sâu rãnh then mayơ 𝑡1 = 3.6 𝑚𝑚 Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục theo hệ số an toàn Tại tiết diện nguy hiểm C: Momen cản uốn: 𝑊= 𝜋𝑑𝐶 32 − 𝑏𝑡(𝑑𝐶 −𝑡)2 = 2𝑑𝐶 423 𝜋 32 − 12 4,5(42−4,5)2 42 = 6369,55 𝑚𝑚3 Momen cản xoắn: 𝑊0 = 𝜋𝑑𝐶 16 − 𝑏𝑡(𝑑𝐶 −𝑡)2 2𝑑𝐶 = 423 𝜋 16 − 12 4,5(42−4,5)2 42 = 13643,13 𝑚𝑚3 Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng: 𝜎𝑎 = 𝜎𝑚𝑎𝑥 = 𝑀𝐶 = 𝑊 212585,82 6369,55 = 33,4 𝑀𝑃𝑎; 𝜎𝑚 = Ứng suất xoắn: a 𝜏 = 𝑇3 𝑊0 = 275040 13643,13 = 20,16 𝑀𝑃𝑎 Do trục quay theo chiều, nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động là: b 𝜏𝑎 = 𝜏𝑚 = 𝜏𝑚𝑎𝑥 𝑇 = 2𝑊3 = 275040 2.13643,13 = 10,08 𝑀𝑃𝑎 Tại tiết diện nguy hiểm có tập trung ứng suất rãnh then Theo bảng 10.9, chọn 𝐾𝜎 = 2,05; 𝐾𝜏 = 1,9; với 𝜎𝑏 = 736 < 800 𝑀𝑃𝑎 Theo bảng 10.4, với 𝑑𝐶 = 42 𝑚𝑚 vật liệu thép carbon chọn hệ số kích thước 𝜀𝜎 = 0,84; 𝜀𝜏 = 0,78 Chọn hệ số tăng bền bề mặt 𝛽 = 0,9 Chọn hệ số an toàn cho phép [𝑠] = 1,5 Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn: 𝑠𝜎 = 𝜎−1 𝐾 𝜎 𝜎𝑎 + 𝜓𝜎 𝜎𝑚 𝜀𝜎 𝛽 = 353 2,05 43,8 0,84 0,9 + 0,1 = 2,97 31 Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất xoắn: 𝑠𝜏 = 𝐾 𝜏 𝜏𝑎 𝜀𝜏 𝛽 𝜏−1 + 𝜓𝜏 𝜏𝑚 216 = 1,9 12,37 + 0,05 0,78 0,9 12,37 = 6,33 Hệ số an toàn: 𝑠= 𝑠𝜎 𝑠𝜏 = 2,69 > [𝑠] √𝑠𝜎 + 𝑠𝜏 Điều kiện bền mỏi trục tiết diện nguy hiểm có then C thỏa Tại tiết diện nguy hiểm B: Momen cản uốn: 𝜋𝑑𝐵 𝑊= − 32 𝑏𝑡(𝑑𝐵 −𝑡)2 = 2𝑑𝐵 423 𝜋 32 − 12 4,5(42−4,5)2 42 = 6369,55 𝑚𝑚3 Momen cản xoắn: 𝑊0 = 𝜋𝑑𝐵 − 16 𝑏𝑡(𝑑𝐵 −𝑡)2 2𝑑𝐵 = 423 𝜋 16 − 12 4,5(42−4,5)2 42 = 13643,13 𝑚𝑚3 Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng: 𝜎𝑎 = 𝜎𝑚𝑎𝑥 = 𝑀𝐵 = 𝑊 160393,21 6369,55 = 25,18 𝑀𝑃𝑎; 𝜎𝑚 = Ứng suất xoắn: 𝑇 𝜏 = 𝑊3 = 275040 13643,13 = 20,16 𝑀𝑃𝑎 Do trục quay theo chiều, nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động là: 𝜏 𝑎 = 𝜏𝑚 = 𝜏𝑚𝑎𝑥 = 𝑇3 2𝑊0 = 275040 2.13643,13 = 10,08 𝑀𝑃𝑎 Tại tiết diện nguy hiểm có tập trung ứng suất rãnh then Theo bảng 10.9, chọn 𝐾𝜎 = 2,05; 𝐾𝜏 = 1,9; với 𝜎𝑏 = 736 < 800 𝑀𝑃𝑎 Theo bảng 10.4, với 𝑑𝐶 = 45 𝑚𝑚 vật liệu thép carbon chọn hệ số kích thước 𝜀𝜎 = 0,84; 𝜀𝜏 = 0,78 Chọn hệ số tăng bền bề mặt 𝛽 = 0,9 Chọn hệ số an toàn cho phép [𝑠] = 1,5 Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn: 32 𝜎−1 𝐾 𝜎 𝜎𝑎 + 𝜓𝜎 𝜎𝑚 𝜀𝜎 𝛽 𝑠𝜎 = 353 = 2,05 34,35 0,84 0,9 + 0,1 = 3,79 Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất xoắn: 𝑠𝜏 = 𝐾 𝜏 𝜏𝑎 𝜀𝜏 𝛽 𝜏−1 + 𝜓𝜏 𝜏𝑚 = 216 1,9 12,37 + 0,05 0,78 0,9 12,37 = 6,33 Hệ số an toàn: 𝑠= 𝑠𝜎 𝑠𝜏 √𝑠𝜎 + 𝑠𝜏 = 3,25 > [𝑠] Điều kiện bền mỏi trục tiết diện nguy hiểm có then B thỏa Trục IV Xác định sơ đường kính trục theo ứng suất xoắn: 16𝑇 𝑑3 ≥ 10 √ 𝜋[𝜏 4] = 10 √ 3 16 734288,89 10−3 20𝜋 = 57,18 𝑚𝑚 Theo tiêu chuẩn, chọn 𝑑3 = 70 𝑚𝑚 Chiều dài thân trục lắp bánh trụ nghiêng 𝑙4 = 𝑏4 = 100 𝑚𝑚 Khe hở bánh thành hộp giảm tốc: 𝑥 = 10 𝑚𝑚 Theo bảng 10.3, với 𝑇3 = 734288,89 𝑁𝑚𝑚, chọn 𝑤 = 60 𝑚𝑚; 𝑓 = 100 𝑚𝑚 Khoảng cách ổ lăn 𝑙 ≈ 𝑙4 + 2𝑥 + 𝑤 = 180 𝑚𝑚 Khoảng cách bánh trụ nghiêng ổ lăn gần nhất: 𝑙 𝑎 = = 90 𝑚𝑚 Lực tác dụng lên nối trục: Chọn khớp nối vòng đàn hồi, nằm truyền cho băng tải, theo bảng 14.1, chọn hệ số chế độ làm việc 𝐾 = 1,5 Momen xoắn tính tốn: 𝑇𝑡 = 𝑇4 𝐾 = 734288,89 1,5 = 1101433,335 𝑁𝑚𝑚 ới 𝑇 = 1101433,335 𝑁𝑚𝑚 chọn 𝐷0 = 200 𝑚𝑚 Lực vòng tác dụng lên nối trục đàn hồi: 33 𝐹𝑎 = 2𝑇4 𝐷0 = 734288,89 200 = 7342,89 𝑁 Lực hướng tâm nối trục tác dụng lên trục: 𝐹𝑏 = 0,25𝐹𝑎 = 0,25 7342,89 = 1835,72 𝑁 Với lực 𝐹𝑏 ngược chiều với lực vòng 𝐹𝑡4 bánh trụ nghiêng Phân tích lực biểu đồ momen: Các lực momen tác dụng lên trục IV: 𝐹𝑟4 = 962,56 𝑁 𝐹𝑡4 = 2591 𝑁 𝑀𝑎4 = 𝐹𝑎4 𝑑𝑤4 = 77398,76 𝑁𝑚𝑚 𝐹𝑏 = 1835,72 𝑁 𝑇4 = 734288,89 𝑁𝑚𝑚 𝑇𝑡 = 1101433,335 𝑁𝑚𝑚 Xét mặt phẳng Oyz, ∑ 𝑀 ⁄𝐵 = 0: 𝐹𝑟4 90 − 𝑀𝑎4 + 𝑅𝐷𝑌 180 = → 𝑅𝐷𝑌 = 𝑀𝑎4−𝐹𝑟490 180 = −51,29 𝑁 34 Với ∑ 𝐹𝑌 = 0: 𝑅𝐵𝑌 + 𝐹𝑟4 + 𝑅𝐷𝑌 = → 𝑅𝐵𝑌 = −𝐹𝑟4 − 𝑅𝐷𝑌 = −911,27 𝑁 Xét mặt phẳng Oxz, ∑ 𝑀 ⁄𝐵 = 0: −𝐹𝑏 100 − 𝐹𝑡4 90 − 𝑅𝐷𝑋 180 = → 𝑅𝐷𝑋 = − 𝐹𝑏 100+𝐹𝑡490 180 Với ∑ 𝐹𝑋 = = −2315,34 𝑁 −𝐹𝑏 + 𝑅𝐵𝑋 + 𝐹𝑡4 + 𝑅𝐷𝑋 = → 𝑅𝐵𝑋 = 𝐹𝑏 − 𝐹𝑡4 − 𝑅𝐷𝑋 = 1560,06 𝑁 35 36 Theo biểu đồ momen tiết diện nguy hiểm A, B C Momen uốn A: 𝑀𝐴 = Momen xoắn A: 𝑇𝐴 = 734288,89 𝑁𝑚𝑚 Momen tương đương B: 𝑀𝑡𝑑𝐴 = √𝑀𝐴𝑋 + 𝑀𝐴𝑌 + 0,75𝑇𝐴 = 635912,8325 𝑁𝑚𝑚 Đường kính trục B: 𝑀𝑡𝑑 𝑑𝐴 ≥ √ 0,1[𝜎𝐴 ] = √ 𝐹 635912,8325 0,1 65 = 46,1 𝑚𝑚 Vậy theo tiêu chuẩn chọn 𝑑𝐴 = 60 𝑚𝑚 Momen uốn B: 𝑀𝐵 = 𝑀𝐵𝑌 = 183572 𝑁𝑚𝑚 Momen xoắn B: 𝑇𝐵 = 734288,89 𝑁𝑚𝑚 Momen tương đương B: 𝑀𝑡𝑑𝐵 = √𝑀𝐵𝑋 + 𝑀𝐵𝑌 + 0,75𝑇𝐵 = 661879 𝑁𝑚𝑚 Đường kính trục B: 𝑑𝐵 ≥ √ 𝑀𝑡𝑑𝐵 0,1[𝜎𝐹 ] 661879 =√ 0,1 65 = 46,7 𝑚𝑚 Theo tiêu chuẩn chọn đường kính ngõng trục lắp ổ lăn 𝑑𝐵 = 65 𝑚𝑚 Momen uốn C: 𝑀𝐶 = √𝑀𝐶𝑋 + 𝑀𝐶𝑌 = 178695,02 𝑁𝑚𝑚 Momen xoắn C: 𝑇𝐶 = 734288,89 𝑁𝑚𝑚 Momen tương đương C: 𝑀𝑡𝑑𝐶 = √𝑀𝐶𝑋 + 𝑀𝐶𝑌 + 0,75𝑇𝐶 = 660543 𝑁𝑚𝑚 Đường kính trục C: 37 𝑑𝐶 ≥ √ 𝑀𝑡𝑑𝐶 0,1[𝜎𝐹 ] 660543 65 = √ 0,1 = 46,67 𝑚𝑚 Tại C có lắp bánh nên có then làm 𝑑𝐶 tăng thêm 5% Vậy theo tiêu chuẩn chọn 𝑑𝐶 = 70 𝑚𝑚 Vậy thân trục có lắp then 𝑑𝐴 = 60 𝑚𝑚; 𝑑𝐶 = 70 𝑚𝑚, chọn đường kính vai trục 𝑑𝑚𝑎𝑥 = 75 𝑚𝑚, chọn đường kính ngõng trục lắp ổ lăn B D theo tiêu chuẩn 𝑑𝐵 = 𝑑𝐷 = 65 𝑚𝑚 Thiết kế then lắp thân trục: Tại tiết diện C: Chiều rộng then 𝑏 = (0,25 ÷ 0,3)𝑑𝐶 = (0,25 ÷ 0,3) 70 = 17,5 ÷ 21 𝑚𝑚 Vậy chọn kích thước mặt cắt ngang then theo tiêu chuẩn: 𝑏 × ℎ = 20 × 12 Vậy tiết diện có then, với then đầu có chiều rộng 𝑏 = 20 𝑚𝑚; chiều cao ℎ = 12 𝑚𝑚; chiều sâu rãnh then trục 𝑡 = 𝑚𝑚; chiều sâu rãnh then mayơ 𝑡1 = 6.1 𝑚𝑚 Tại tiết diện A: Chiều rộng then 𝑏 = (0,25 ÷ 0,3)𝑑𝐴 = (0,25 ÷ 0,3) 60 = 15 ÷ 18 𝑚𝑚 Vậy chọn kích thước mặt cắt ngang then theo tiêu chuẩn: 𝑏 × ℎ = 18 × 11 Vậy tiết diện có then , với then đầu có chiều rộng 𝑏 = 18 𝑚𝑚; chiều cao ℎ = 11 𝑚𝑚; chiều sâu rãnh then trục 𝑡 = 5,5 𝑚𝑚; chiều sâu rãnh then mayơ 𝑡1 = 5.6 𝑚𝑚 Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục theo hệ số an toàn Tại tiết diện nguy hiểm C, có rãnh then: Momen cản uốn: 𝑊= 𝜋𝑑𝐶 32 − 𝑏𝑡(𝑑𝐶 −𝑡)2 2𝑑𝐶 = 703 𝜋 32 − 20 6(70−6)2 70 = 30163,09 𝑚𝑚3 Momen cản xoắn: 𝑊0 = 𝜋𝑑𝐶 16 − 𝑏𝑡(𝑑𝐶 −𝑡)2 2𝑑𝐶 = 703 𝜋 16 − 20 6(70−6)2 70 = 63837,04 𝑚𝑚3 Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng: 38 𝑀𝐶 𝑊 𝜎𝑎 = 𝜎𝑚𝑎𝑥 = = 178695,02 30163,09 = 5,92 𝑀𝑃𝑎; 𝜎𝑚 = Ứng suất xoắn: 𝑇 𝜏 = 𝑊4 = 734288,89 63837,04 = 11,5 𝑀𝑃𝑎 Do trục quay theo chiều, nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động là: 𝜏 𝑎 = 𝜏𝑚 = 𝜏𝑚𝑎𝑥 = 𝑇4 2𝑊0 = 5,75 𝑀𝑃𝑎 Theo bảng 10.9, chọn 𝐾𝜎 = 2,05; 𝐾𝜏 = 1,9; với 𝜎𝑏 = 736 < 800 𝑀𝑃𝑎 Theo bảng 10.4, với 𝑑𝐶 = 70 𝑚𝑚 vật liệu thép carbon chọn hệ số kích thước 𝜀𝜎 = 0,78; 𝜀𝜏 = 0,74 Chọn hệ số tăng bền bề mặt 𝛽 = 0,9 Chọn hệ số an toàn cho phép [𝑠] = 1,5 Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn: 𝜎−1 𝐾 𝜎 𝜎𝑎 + 𝜓𝜎 𝜎𝑚 𝜀𝜎 𝛽 𝑠𝜎 = = 353 2,05 11,08 0,78 0,9 + 0,1 = 10,91 Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất xoắn: 𝑠𝜏 = 𝐾 𝜏 𝜏𝑎 𝜀𝜏 𝛽 𝜏−1 + 𝜓𝜏 𝜏𝑚 = 216 1,9 9,43 + 0,05 0,74 0,9 9,43 = 7,89 Hệ số an toàn: 𝑠= 𝑠𝜎 𝑠𝜏 √𝑠𝜎 + 𝑠𝜏 = 6,39 > [𝑠] Điều kiện bền mỏi trục tiết diện nguy hiểm có then C thỏa Tại D: Momen cản uốn: 𝑊= 𝜋𝑑𝐷 32 = 653 𝜋 32 = 26961,25 𝑚𝑚3 Momen cản xoắn: 𝑊0 = 𝜋𝑑𝐷 16 = 653 𝜋 16 = 53922,49 𝑚𝑚3 Theo bảng 10.4, chọn hệ số kích thước 𝜀𝜎 = 0,77; 𝜀𝜏 = 0,75; với 𝑑𝐷 = 65 𝑚𝑚 39 Tại tiết diện nguy hiểm A: Momen cản uốn: 𝜋𝑑𝐴 𝑊= − 32 𝑏𝑡(𝑑𝐴 −𝑡)2 2𝑑𝐴 = 603 𝜋 32 − 18 5,5(60−5,5)2 60 = 18755,29 𝑚𝑚3 Momen cản xoắn: 𝑊0 = 𝜋𝑑𝐴 − 16 𝑏𝑡(𝑑𝐴 −𝑡)2 2𝑑𝐴 = 603 𝜋 16 − 18 5,5(60−5,5)2 60 = 39961,04 𝑚𝑚3 Ứng suất xoắn: 𝑇 𝜏 = 𝑊4 = 734288,89 39961,04 = 18,375 𝑀𝑃𝑎 Do trục quay theo chiều, nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động là: 𝜏 𝑎 = 𝜏𝑚 = 𝜏𝑚𝑎𝑥 = 𝑇4 2𝑊0 = 734288,89 39961,04 = 9,19 𝑀𝑃𝑎 Theo bảng 10.9, chọn 𝐾𝜎 = 2,05; 𝐾𝜏 = 1,9; với 𝜎𝑏 = 736 < 800 𝑀𝑃𝑎 Theo bảng 10.4, hệ số kích thước 𝜀𝜎 = 0,77; 𝜀𝜏 = 0,75; với 𝑑𝐴 = 60 𝑚𝑚 Ứng suất uốn: 𝜎= 32𝑀𝑚𝑎𝑥 𝜋𝑑𝐶 32 178695,02 = 5,3 𝑀𝑃𝑎 16 734288,89 = 10,9 𝑀𝑃𝑎 = 𝜋 703 Ứng suất xoắn: 𝜏= 16𝑇𝑚𝑎𝑥 𝜋𝑑𝐶 = 𝜋 703 𝜎𝑡𝑑 = √𝜎 + 3𝜏 = √5,32 + 10,92 = 19,6 ≤ [𝜎]𝑞𝑡 Vậy trục thỏa mãn độ bền tĩnh 40 TÀI LIỆU THAM KHẢO Nguyễn Hữu Lộc, (2020), Cơ sở thiết kết máy, Nxb Đại học Quốc Gia TP Hồ Chí Minh Trịnh Chất & Lê Văn Uyển, (2006), Tính tốn thiết kế Hệ dẫn động khí - Tập 2, Nhà xuất giáo dục 41 42