báo cáo bài tập lớp 1 môn chi tiết máy tính toán động cơ điện

Theo các thông số trên ta chọn đặc tính kỹ thuật: Thông số công suất qua các trục:... Thông số đầu vào: Moment xoắn trên các trục:... -Moment uốn tại C: Ta xét đến việc có then tại vị tr

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINH TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

Giảng viên hướng dẫn: Nguyễn Hữu Lộc

Lê Thị Thúy Anh

Thành phố Hồ Chí Minh, tháng 11, năm 2023

Phương án 8:

Lực vòng xích tải: F = 5300 (N)

Vận tốc vòng: v = 1.10 (m/s)

Tang trống: D = 275 (mm)

Thời gian phục vụ: L = 5 (năm)

Quay một chiều, làm việc hai ca (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ

MỤC LỤC

PHẦN 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 4

1 CHỌN ĐỘNG CƠ 4

1.1 Chọn hiệu suất của hệ thống 4

1.2 Tính công suất cần thiết 4

1.3 Xác định số vòng quay của động cơ 4

1.4 Chọn động cơ điện 4

2 PHÂN PHỐI LẠI TỈ SỐ TRUYỀN 5

3 LẬP BẢNG THÔNG SỐ ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT 5

3.1 Tính công suất trên các trục 5

3.2 Số vòng quay trên các trục 5

3.3 Momen xoắn ở các trục 5

PHẦN 2: TÍNH TOÁN ĐAI THANG 7

1 Chọn dây đai 7

2 Tính đường kính bánh đai 7

3 Vận tốc đai 7

4 Tính vận tốc 𝐯𝟏 và kiểm tra số vòng chạy trong một ngày 7

5 Khoảng cách trục nhỏ 7

6 Chiều dài tính toán của đai 8

7 Số vòng chạy của đai trong một giây 8

8 Tính toán các lực 8

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG MỘT CẤP 10

1 Thông số cho trước 10

2 Chọn vật liệu 10

3 Xác định ứng suất cho phép 10

3.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép 12

3.2 Ứng suất uốn cho phép 12

4 Chọn hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng 13

6 Xác định các thông số ăn khớp 13

7 Xác định kích thước bộ truyền 13

8 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền 14

9 Xác định giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền 14

10 Chọn hệ số tải trọng động 15

11 Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền tiếp xúc 15

12 Kiểm nghiệm bánh răng về độ uốn 15

PHẦN 4: THIẾT KẾ HAI TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC 16

1 Thông số cho trước 16

2 Trục I 16

3 Trục II 22

PHẦN 5: TÍNH TOÁN VÀ CHỌN Ổ LĂN, NỐI TRỤC 29

1 Ổ lăn 29

a) Trục I 29

b) Trục II 30

2 Nối trục: 31

MỐI GHÉP REN 33

1 Đề số 7, phương án 10 33

2 Đề số 15, phương án 10 36

TÍNH TOÁN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

Do Pđc = 7,03 (kw) nên ta sẽ chon động cơ có công suất 7,5 (kw)

4 Số vòng quay của trục bộ phận công tác:

Tỉ số truyền chung, uch

Bộ truyền đai , uđ

Bộ truyền hgt, 𝑢ℎ𝑔𝑡132SB 2895 31,58 3,95 8

6 Theo các thông số trên ta chọn đặc tính kỹ thuật:

Thông số công suất qua các trục:

𝑃𝑇𝑟ụ𝑐 𝐼 = 𝑃đ𝑐 𝜂đ 𝜂𝑜𝑙 = 7,02 ∗ 0,99 ∗ 0,95 = 6,6 𝑘𝑊

𝑃𝑇𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼 = 𝑃𝑇𝑟ụ𝑐 𝐼 𝜂ℎ𝑔𝑡1 𝜂𝑜𝑙 = 6,6 ∗ 0,97 ∗ 0,99 = 6,34 𝑘𝑊

𝑃𝑐𝑡 = 𝑃𝑇𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼 𝜂𝑛𝑡 𝜂𝑜𝑡 = 6,34 ∗ 0,98 ∗ 0,985 = 6,12 𝑘𝑊Thông số tốc độ vòng quay của các trục:

𝑛𝑇𝑟ụ𝑐 𝐼 =𝑛đ𝑐

𝑢đ =

14502,51 = 577,69 (𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡)

𝑛𝑇𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼 =𝑛𝑇𝑟ụ𝑐 𝐼

𝑢ℎ𝑔𝑡1 =

577,696,3 = 91,7 (𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡)

𝑛𝐶ô𝑛𝑔 𝑡á𝑐 = 𝑛𝑇𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼

𝑢𝑐ô𝑛𝑔𝑡á𝑐 =

91,7

1 = 91,7 (𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡) Thông số môment xoắn qua các bộ phận:

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang với Pđc = 7,5KW, n = 1450 vòng/phút, tỷ số truyền uđ = 2,51

1 Theo hình 4.22 [1], theo công suất và số vòng quay tai chọn đai thang loại B với bp = 14 mm; bo = 17 mm; h = 10,5 mm; yo = 4,0 mm; A = 138 mm2; d1 = 125÷280 mm; 𝑑𝑚𝑖𝑛 = 125 𝑚𝑚; l = 800÷6300 mm

2 Đường kính bánh đai nhỏ d1 = 1,2dmin = 1,2*125 = 150mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 180mm

5 Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức:

= 2 ∗ 540 +𝜋(540 + 180)

2 +

(540 − 180)24.540 = 2270,973 𝑚𝑚 Theo bảng 4.3 ta chọn đai có chiều dài L = 2500 mm = 2,5 m

7 Số vòng chạy của đai trong một giây:

𝑖 = 𝑣

𝐿 =

13,6662,24 = 5,47 𝑠

−1, 𝑑𝑜 𝑔𝑖á 𝑡𝑟ị 𝑖 ≤ 10𝑠−1 𝑡ℎỏ𝑎 đ𝑖ề𝑢 𝑘𝑖ệ𝑛

8 Tính toán lại khoảng cách trục: 𝑎 = 𝑘 +√𝑘2−8∆2

4 Trong đó 𝑘 = 𝑙 − 𝜋𝑑1 +𝑑 2

2− 8 ∗ 1352

4 = 742,93 𝑚𝑚 Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép

9 Góc ôm đai bánh đai nhỏ:

𝛼1 = 180 − 57(𝑑2− 𝑑1)

𝑎 = 180 − 57

(480 − 180)742,93 = 159,28

=> 𝑓′ = 1

𝛼ln (

2𝐹𝑜 + 𝐹𝑡2𝐹𝑜 − 𝐹𝑡) =

12,78ln (

(7,19 )

8

1072.3600.5,47 = 1692,6 𝑔𝑖ờ

Công suất trên trục dẫn 𝑃1 7,5 (kW) Tốc độ quay trục dẫn 𝑛1 1450 (vòng/phút)

Tỉ số truyền 𝑢 2,51

Loại đai và tiết diện đai B; 138 mm2

Đường kính bánh đai nhỏ 𝑑1 180 (mm) Đường kính bánh đai lớn 𝑑2 450 (mm)

Khoảng cách trục 𝑎 742,93 (mm) Góc ôm bánh đai nhỏ 𝛼1 159,28 (độ) Lực căng ban đầu 𝐹0 414 (N) Lực tác dụng lên trục 𝐹𝑟đ 814,5 (N)

THIẾT KẾ CÁC BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC

độ rắn trung bình HB2 = 300HB Vật liệu này có khả năng chạy tốt

3 Số chu kỳ làm việc cơ sở:

La – tuổi thọ tính theo năm

Knam - hệ số làm việc trong năm

Kn – hệ số làm việc trong ngày

7 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ

Vì NHE1 > NHO1 và NHE2 > NHO2 nên 𝐾𝐻𝐿 = 1

Vì NFE1 > NFO1 và NFE2 > NFO2 nên lấy NFE = NFO => KFL = 1

5 Theo bảng 6.13 tài liệu [1], giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn của bánh răng xác định như sau:

[𝜎𝐻1] =750.0,9

1,1 1 = 613,64 𝑀𝑃𝑎 [𝜎𝐻2] =670.0,9

[𝜎𝐹] =𝜎0𝐹 𝑙𝑖𝑚

𝑆𝐻 𝐾𝐻𝐿Chọn 𝑠𝐹 = 1,75 , ta có:

[𝜎𝐹1] = 612

1,75 1 = 350 𝑀𝑃𝑎 [𝜎𝐹2] = 540

= 185,49 𝑚𝑚

Ta chọn 𝛼𝑤 = 180 𝑚𝑚

10 Chọn mô đun răng 𝑚𝑛 = (0,01 ÷ 0,02)𝑎𝑤 = 1,8 ÷ 3,6

Theo tiêu chuẩn ta chọn module là 3 mm

3 ∗ 16cos(14,830) = 49,65 𝑚𝑚

𝑑2 =𝑚𝑛𝑧2𝑐𝑜𝑠𝛽 =

3 ∗ 100cos(14,830) = 310,34 𝑚𝑚 Đường kính vòng lăn:

𝑑𝑤1 = 𝑑1 = 49,65𝑚𝑚

𝑑𝑤2 = 𝑑2 = 310,34𝑚𝑚 Đường kính vòng đỉnh:

𝑑𝑎1 = 𝑑1+ 2𝑚𝑛 = 49,65 + 2.3 = 55,65 𝑚𝑚

𝑑𝑎2 = 𝑑2+ 2𝑚𝑛 = 310,34 + 2.3 = 316,34 𝑚𝑚 Đường kình vòng chân:

𝑑𝑓1 = 𝑑1 − 2,5𝑚𝑛 = 49,65 − 2,5.3 = 42,15 𝑚𝑚

𝑑𝑓2 = 𝑑2 − 2,5𝑚𝑛 = 310,34 − 2,5.3 = 302,84 𝑚𝑚 Tính lại khoảng cách trục:

𝑎𝑤 =𝑚𝑛(𝑧1+ 𝑧2)

2𝑐𝑜𝑠𝛽 =

3(16 + 100)2cos (14,830) = 180 𝑚𝑚 Chiều rộng vành răng:

16 Hệ số tải trọng theo bảng 6.6 bánh răng trụ răng nghiêng cấp chính xác là 9

và vận tốc là 1,502𝑚/𝑠, suy ra:

𝐾𝐻𝑉 = 1,03 𝑣à 𝐾𝐹𝑉 = 1,05 Theo bảng 6.11 [1] ta chọn hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các răng

𝐾𝐻𝛼 𝑣à 𝐾𝐹𝛼 ta có :

𝐾𝐻𝛼 = 1,13 Khi ncx ≥ 9 thì KFa = 1

𝑍𝐻 = √ 2𝑐𝑜𝑠𝛽

𝑠𝑖𝑛2𝛼𝑡𝑤 = √

2𝑐𝑜𝑠14,830sin(2 ∗ 20,630) = 1,71

𝑍𝜖 = √1

𝜖 = √

11,593= 0,79

𝜎𝐻 = 𝑍𝑀𝑍𝐻𝑍𝜖√2𝐹𝑡1𝐾𝐻(𝑢+1)

𝑑 𝑤1 𝑏 𝑤 𝑢 = 190.1,71.0,79√2.4394,81.1,27(6,3+1)

49,65.72.6,25 = 488,24 MPa Thỏa mãn điều kiệu tiếp súc do 𝜎𝐻 < [𝜎𝐻] = 548,18 𝑀𝑃𝑎

Bánh dẫn:

[𝜎𝐹1]

𝑌𝐹1 =

3504,295 = 81,5 Bánh bị dẫn:

[𝜎𝐹2]

𝑌𝐹2 =

308,573,602 = 85,67

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn:

19 Ứng suất uốn tính toán:

12 Bảng thông số bộ truyền bánh răng

Đặc tính bánh răng

Vật liệu bánh răng Thép C45

Kiểm tra Tính toán Cho phép So sánh Ứng suất tiếp xúc 488,24 (𝑀𝑃𝑎) 548,18 (MPa) σH < [σH] Ứng suất uốn 104,61 (MPa) 350 (MPa) σF < [σF]

Thông số Ký hiệu Đơn vị Kết quả tính toán

THIẾT KẾ TRỤC

1 Thông số đầu vào:

Moment xoắn trên các trục:

𝐹𝑎1 = 𝐹𝑡1𝑡𝑎𝑛𝛽 = 4394,81 tan(14,830) = 1163,62 𝑁

Lực hướng tâm Fr:

𝐹𝑟1 =𝐹𝑡1𝑡𝑎𝑛𝛼𝑛𝑤

𝑐𝑜𝑠𝛽 =

4394,81 ∗ tan(200)cos(14,860) = 1654,93 𝑁 Lực căng dây mỗi đai 𝐹đ𝑎𝑖 =𝐹0

Trong đó: 𝑙1= 𝑏1 = 77,76𝑚𝑚 (kết quả ở bộ truyền bánh răng)

x =10 – khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc

w = 40 ( theo bảng 10.3 thì w = 30 ÷ 70 khi T = 100 ÷ 200 Nm)

Suy ra: l = 77,76 +20 +40 = 138 mm

Khoảng cách f chọn trong bảng 10.3: f không nhỏ hơn 60 ÷ 90mm, nên ta chọn f = 90mm

5 Vẽ biểu đồ moment uốn và xoắn

- Trong mặt phẳng thẳng đứng zy, phương trình cân bằng moment:

𝑀𝑋𝐵 = 0 , 𝑠𝑢𝑦 𝑟𝑎 ∶ −𝐹𝑟1 69 + 𝑅𝐴𝑌 138 − 𝐹đ𝑎𝑖 90 = 0

𝑅𝐴𝑌 =𝐹𝑟1 69 + 𝐹đ𝑎𝑖90

138 =

1654,93.69 + 207.90

138 = 962,465 𝑁 Phương trình cân bằng lực theo trục y:

6 Các biểu đồ moment thì tiếp diện nguy hiểm nhất tại vị trí C

-Moment uốn tại C:

𝑊Trục có một then, với đường kính d = 50mm, ta chọn then có bề rộng 𝑏 =

14 𝑚𝑚; chiều cao h = 9 mm; chiều sau rãnh then trên trục 𝑡1 = 5,5mm; chiều sau rãnh then trên mayơ 𝑡2 = 3,8 𝑚𝑚 Khi đó:

𝑊 =𝜋𝑑

3

32 −

𝑏𝑡1 (𝑑 − 𝑡1)22𝑑 =

𝑊0 =𝜋𝑑

3

16 −

𝑏𝑡 (𝑑 − 𝑡)22𝑑 =

𝜏𝑎 = 𝜎𝑚 = 𝜏

2=

4,74

2 = 2,37 𝑀𝑃𝑎 Tại tiếp diện C có sự tập trung của rãnh then Theo bảng 10.9 ta chọn 𝐾𝜎 =

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

8 Kiểm nghiệm then:

Thông số của then được tra theo Bảng Phụ lục 13.1 sách bài tập Chi tiết máy

Then sử dụng ở đây là then bằng

𝑡2 = 0,4ℎ - độ sâu rãnh then trên mayơ [𝜎𝑑] ứng suất dập cho phép

𝑇 – momen xoắn trên trục

𝑑 – đường kính trục tại vị trí sử dụng then

Trục có một then, với đường kính d = 50mm, ta chọn then có bề rộng 𝑏 = 14 𝑚𝑚; chiều cao h = 9 mm; chiều sau rãnh then trên trục 𝑡1 = 5,5mm; chiều sau rãnh then trên mayơ 𝑡2 = 3,8 𝑚𝑚

Chọn chiều dài l của tthen theo tiêu chuẩn l = 70 mm

- Kiểm tra nhanh độ bền dập:

- Kiể m tra thển thểo đo bể n ca t:

𝜏𝑑 =2𝑇 10

3𝑑𝑏𝑙𝑙 =

2.109,11 10350.14.56 = 5,56 ≤ [𝜏𝑑] = 90𝑀𝑃𝑎 Then tại D, với đường kính d=40 mm, ta chọn then có chiều rộng b = 12mm; chiều cao h = 8mm, chiều sâu rãnh then trên trục t = 5mm, chiều sâu rãnh then trên mayơ 𝑡1 = 3,3mm

Chọn chiều dài l của tthen theo tiêu chuẩn l = 70 mm

- Kiểm tra nhanh độ bền dập:

- Kiể m tra thển thểo đo bể n ca t:

𝜏𝑑 =2𝑇 10

3𝑑𝑏𝑙𝑙 =

2.109,11 10340.12.58 = 7,83 ≤ [𝜏𝑑] = 90𝑀𝑃𝑎

Trong đó: 𝑙2 = 𝑏2 = 72𝑚𝑚 (kết quả ở bộ truyền bánh răng)

x =10 – khe hở giữa bánh ng và thành trong hộp giảm tốc

w = 50 ( theo bảng 10.3 thì w = 50 ÷ 90 khi T = 600 ÷ 800 Nm)

Suy ra: l = 72 +20 +50 = 142 mm

Khoảng cách f chọn trong bảng 10.3: f không nhỏ hơn 90 ÷ 125mm, nên ta chọn f = 100mm

4 Vẽ biểu đồ moment uốn và xoắn

5 Trong mặt phẳng thẳng đứng zy, phương trình cân bằng moment:

𝑀𝑋𝐴 = 0 , 𝑠𝑢𝑦 𝑟𝑎 ∶ 𝐹𝑟2 71 − 𝑅𝐵𝑌 142 + 𝐹𝑛𝑡 100 = 0

𝑅𝐵𝑌 =𝐹𝑟2 71 + 𝐹𝑛𝑡 100

142 =

1654,93.71 + 878,962.100

142 = 1446,45 𝑁

Phương trình cân bằng lực theo trục y:

6 Các biểu đồ moment thì tiếp diện nguy hiểm nhất tại vị trí D

-Moment uốn tại D:

𝑊Trục có một then, với đường kính d = 75mm, ta chọn then có bề rộng 𝑏 =

18 𝑚𝑚; chiều cao h = 2,5 mm; chiều sau rãnh then trên trục t = 5,5mm; chiều sau rãnh then trên mayơ 𝑡1 = 3,8 𝑚𝑚 Khi đó:

𝑊 = 𝜋𝑑

3

32 −

𝑏𝑡 (𝑑 − 𝑡)22𝑑 =

𝑊0 =𝜋𝑑

3

16 −

𝑏𝑡 (𝑑 − 𝑡)22𝑑 =

𝜏𝑎 = 𝜎𝑚 = 𝜏

2=

16,1

2 = 8,05 𝑀𝑃𝑎 Tại tiếp diện D có sự tập trung của rãnh then Theo bảng 10.9 ta chọn 𝐾𝜎 =

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

8 Kiểm nghiệm then:

Thông số của then được tra theo Bảng Phụ lục 13.1 sách bài tập Chi tiết máy

Then sử dụng ở đây là then bằng

𝑡2 = 0,4ℎ - độ sâu rãnh then trên mayơ [𝜎𝑑] ứng suất dập cho phép

𝑇 – momen xoắn trên trục

𝑑 – đường kính trục tại vị trí sử dụng then

Trục có một then tại D, với đường kính d = 70mm, ta chọn then có bề rộng 𝑏 =

20 𝑚𝑚; chiều cao h = 12 mm; chiều sau rãnh then trên trục 𝑡1 = 7,5mm; chiều sau rãnh then trên mayơ 𝑡2 = 4.9 𝑚𝑚

Chọn chiều dài l của tthen theo tiêu chuẩn l = 75 mm

- Kiểm tra nhanh độ bền dập:

- Kiể m tra thển thểo đo bể n ca t:

𝜏𝑑 =2𝑇 10

3𝑑𝑏𝑙𝑙 =

2.660,27 10370.20.55 = 17,15 ≤ [𝜏𝑑] = 90𝑀𝑃𝑎 Then tại C, với đường kính d=55 mm, ta chọn then có chiều rộng b = 16mm; chiều cao h =10mm, chiều sâu rãnh then trên trục 𝑡1 = 6mm, chiều sâu rãnh then trên mayơ 𝑡2 = 4,3mm

Chọn chiều dài l của tthen theo tiêu chuẩn l = 75 mm

- Kiểm tra nhanh độ bền dập:

- Kiể m tra thển thểo đo bể n ca t:

𝜏𝑑 =2𝑇 10

3𝑑𝑏𝑙𝑙 =

2.660,27 10355.16.59 = 25,43 ≤ [𝜏𝑑] = 90𝑀𝑃𝑎

THIẾT KẾ Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC

= 11630.647500

= 24,5 2- Tải trọng quy ước Q:

𝑄 = (𝑋𝑉𝐹𝑟+ 𝑌𝐹𝑎)𝐾𝜎𝐾𝑡 = (0,4.1.1655 + 24,5.1163) 1.1 = 29155,5𝑁 3- Thời giam làm việc tính bằng triệu vòng quay:

𝐿 =60𝐿ℎ𝑛

106 =60.24000.577,69

106 = 831,87 𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔 4- Khả năng tải động tính toán

𝐶𝑡 = 𝑄 √𝐿𝑚 = 29155,5 √831,87

10 3

= 219147,8 𝑁

Vì 𝐶𝑡 ≫ 𝐶 nên ta chọn lại ổ đũa lồng cầu

• Giả sử 𝐹 𝑎

𝐶0 < 0,014 𝑡ℎì 𝑡𝑎 𝑐ℎọ𝑛 𝑒 = 0,014 𝑠𝑢𝑦 𝑟𝑎 𝐶0 ≈ 83071 𝑁 Theo bảng 11.3 ta chọn X= 0.4 ; Y= 42,8

Vậy thì trọng tải quy ước Q=(0,4.1.1655+42,8.1163).1.1=50438,4 N

Như vầy khả năng tải động tính toán sẽ là:

𝐶𝑡 = 𝑄 √𝐿𝑚 = 50438,4 √831,87

10 3

= 379121,1 𝑁 Như kết quả tính toán ở trên ta sẽ chọn ổ đũa lồng cầu 2 dãy có số hiệu 53524H cỡ nhẹ rộng với C=466000N và 𝐶0 = 400000𝑁 sẽ thỏa mãn yêu cầu

= 1163,620.647500

= 25,3 2- Tải trọng quy ước Q:

𝑄 = (𝑋𝑉𝐹𝑟 + 𝑌𝐹𝑎)𝐾𝜎𝐾𝑡 = (0,4.1.1655 + 25,3.1163,62) 1.1 = 29069,3𝑁 3- Thời giam làm việc tính bằng triệu vòng quay:

𝐿 =60𝐿ℎ𝑛

106 =60.24000.91,7

106 = 132 𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔 4- Khả năng tải động tính toán

𝐶𝑡 = 𝑄 √𝐿𝑚 = 29069,3 √132

10 3

= 125778𝑁

Vì 𝐶𝑡 ≫ 𝐶 nên ta chọn lại ổ đũa lồng cầu

• Giả sử 𝐹𝑎

𝐶 0 < 0,014 𝑡ℎì 𝑡𝑎 𝑐ℎọ𝑛 𝑒 = 0,014 𝑠𝑢𝑦 𝑟𝑎 𝐶0 ≈ 80475 𝑁 Theo bảng 11.3 ta chọn X= 0.4 ; Y= 42,8

Vậy thì trọng tải quy ước Q=(0,4.1.1602,34+42,8.1123,65).1.1=48733,2 N

Như vậy khả năng tải động tính toán sẽ là:

𝐶𝑡 = 𝑄 √𝐿𝑚 = 48733,2 √132

10 3

= 210861,4 𝑁 Như kết quả tính toán ở trên ta sẽ chọn ổ đũa lồng cầu 2 dãy có số hiệu 53519 cỡ nhẹ

rộng với C=282000N và 𝐶0 = 215000𝑁 sẽ thỏa mãn yêu cầu

2 Nối trục

Sử dụng nối trục đàn hồi theo yêu cầu của bài toán với các thông số như sau:

Momen xoắn tại trục đầu ra: 𝑇 = 637,36 𝑁𝑚

Đường kính trục II tại vị trí gắn nối trục: 𝑑 = 55𝑚𝑚

Đường kính trục đầu ra gắn vào băng tải xích

Theo như trên mạng tại công ty Việt Phát, ta có bảng thông số công ty sản suất:

Với thông số và số liệu như trên thì ta chọn nối trục xích có số hiệu KC-5016 sẽ phù

hợp cho máy

MỐI GHÉP REN

Bài 7, Phương án 10

a) 1.Trọng tâm của nhóm bulông là tâm O ở giữa bulông 2 và 3

Dời lực 𝐹1 và 𝐹2 về trọng tâm O, ta có lực 𝐹1 và 𝐹2 đi qua trọng tâm I và momen M là:

4 Khoảng cách đến trọng tâm O của các bulong :

𝑟1 = 𝑟4 = 1,5𝑎 = 150 𝑚𝑚

𝑟2 = 𝑟3 = 0,5𝑎 = 50 𝑚𝑚 Lực do M tác dụng lên từng bulong là:

𝐹𝑀1 = 𝐹𝑀4 = 𝑀𝑟1

2 𝑟12 + 2𝑟22 =

7,05 106 150

2 1502+ 2 502 = 21150 𝑁

𝐹𝑀2 = 𝐹𝑀3 = 𝑀𝑟2

2 𝑟12+ 2𝑟22 = 7,05 10

6 150

2 1502+ 2 502 = 7050 𝑁 Trong đó: 𝐹𝑀1; 𝐹𝑀2; 𝐹𝑀3; 𝐹𝑀4 là lực do momen M tác dụng lên 4 điểm 1;2;3;4

𝑉 =𝑘 𝐹𝑚𝑎𝑥

𝑓 =

1,5.24320,1170.25 = 145920,702 𝑁 c) Xác định đường kính 𝑑1 và chọn bulong:

𝑀 = 𝐹𝐻 𝑙 + 𝐹𝑉 𝑐 = 1236,068.750 + 3804,226.230 = 1802 103 𝑁 b) Xác định lực xiết V:

• Để mối ghép không bị trượt:

Mối ghép không bị trược nếu lực 𝐹𝐻 nhỏ hơn lực ma sát lớn nhất, nghĩa là:

𝑓(𝑧𝑉1+ 𝐹𝑀) > 𝐹𝐻Trong trường hợp xấu nhất, để được an toàn:

𝑓(𝑧𝑉1+ (1 − 𝜒)𝐹𝑣) = 𝑘𝐹𝐻Chọn k =1,5; f = 0,3;  = 0,3 và z = 4

𝑉2 = 𝑘

𝑧((𝐹𝑉 𝑙1+𝐹𝐻𝑙2)𝐴𝑦𝑚𝑎𝑥

𝐽𝑋′𝑋′ − 𝐹𝑉) (1 − 𝜒) Trong đó: - Momen quán tính 𝐽𝑋′𝑋′:

𝐽𝑋′ 𝑋 ′ = 𝑏.(𝑏

2

3 )

𝑑1 = √4 𝐹𝑡𝑑

[𝜎𝐾]𝜋= √

4.4194,15

400 𝜋 = 3,654 (𝑚𝑚) Trong đó: [𝜎𝐾 ] = 400 MPa do vật liệu bulong có cấp bền 4.6

Theo bảng 17.7 ta chọn bulong M4,5 với 𝑑1= 3,688 (mm)