đồ án chi tiết máy đồ án môn học

. Chọn động cơ 1.1. Xác định công suất cần thiết của động cơ + Công suất tương đương xác định theo công thức: Pct = h t P Trong đó: Pct, Pt: công suất cần thiết trên trục động cơ và công suất tính toán trên trục máy công tác. Với giả thiết hệ dẫn động băng tải làm việc ổn định với tải trọng không đổi. Theo công thức 2.101 và 2.111 ta có:

MỤC LỤC

Lời nói đầu 2

1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Tính toán chọn động cơ 3

1.2 Phân phối tỷ số truyền 5

1.3 Lập bảng đặc tính 7

2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY 2.1 Tính toán bộ truyền đai 7

2.2 Tính toán thiết kế bộ bánh răng 12

2.2.1 Tính toán cấp chậm bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 13

2.2.2 Tính toán cấp nhanh bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 19

2.3 Sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực…… 26

2.4 Tính toán thiết kế trục và then 28

2.5 Tính toán chọn ổ lăn 44

2.6 Chọn và kiểm tra nối trục đàn hồi 50

2.7 Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ khác 50

3: CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP 54

4: TÀI LIỆU THAM KHẢO 57

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ

sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy

Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiến thức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc ,thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy ,chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác Do

đó khi thiết kế đồ án chi tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy từng bước giúp sinh viên làm quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình

Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiến thức tổng hợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu song khi thực hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếu sót.Em mong được sự góp ý và giúp đỡ của các thầy

Em xin chân thành cảm ơn các thầy, đặc biệt là thầy Thân Trọng Khánh Đạt đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án môn học này

TPHCM, 2014

Sinh viên thực hiện

Đinh Thế Anh

Hệ thống dẫn động xích tải gồm :

1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ ; 2- Bộ truyền đai thang ; 3-Hộp giảm

tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển; 4-N

2- ối trục đàn hồi ; 5- xích tải

Thời gian phục vụ L, năm : 4

Quay một chiều, làm việc một ca, tải va đập nhẹ

( 1 năm làm việc 200 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ )

t1= 30; t2=36; t3=34

T1= T; T2= 0,7T; T3= 0,3T

1:CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ

1.1.1 Chọn Hiệu Suất Của Hệ Thống

 Hiệu suất truyền động

𝜂 = 𝜂đ𝜂𝑏𝑟1𝜂𝑏𝑟2𝜂𝑘𝑛𝜂𝑜𝑙4

* Trong đó:

𝜂đ = 0,96 : Hiệu suất của bộ truyền đai

𝜂𝑏𝑟1 = 0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

𝜂𝑏𝑟1 = 0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

𝜂𝑘𝑛 = 0,99 : Hiệu suất truyền của nối trục đàn hồi

𝜂𝑜𝑙= 0,99 : Hiệu suất ổ lăn ( có 4 cặp ổ lăn )

 𝜂 = 0,96.0,97.0,97.0,99.0,994

= 0,86

1.1.2 Tính Công Suất động cơ

 Công suất tính toán

1.1.3 Xác Định Số Vòng Quay Sơ Bộ Của Động Cơ

 Số vòng quay của trục công tác

𝑛𝑙𝑣 = 60000 𝑣𝑝.𝑧 =60000 1,39.110 = 78,78 (vòng/phút)

 Chọn tỉ số truyền

𝑢𝑐𝑕 = 𝑢𝑕𝑔𝑡 𝑢đ = 8.2,5 = 20Trong đó: 𝑢𝑕𝑔𝑡= 8 : Tỉ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển

𝑢đ= 2,5 : Tỉ số truyền bộ truyền đai thang

 Số vòng quay sơ bộ của động cơ

𝑛𝑠𝑏 = 𝑛𝑙𝑣 𝑢𝑐𝑕 = 78,78.20 = 1575,6 (v/ph)

1.1.4 Chọn Động Cơ Điện, Bảng Thông Số Động Cơ Điện

Điều kiện chọn động cơ : Pđc ≥ Pct=3,77 (kW) và nđc ≈ nsb

Tra phụ lục bảng 1.3 sách “ Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập một “

của Trịnh Chất – Lê Văn Uyển “ ta chọn động cơ 4A100L4Y3

Kiểu động cơ

Công suất (kW)

Vận tốc quay (v/ph)

1.2 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Tỉ Số Truyền chung của hệ

𝑢𝑐𝑕 = 𝑛đ𝑐

𝑛𝑙𝑣 =

288078,78 = 36,56

𝑃3 = 𝑃4

𝜂𝑜𝑙 𝜂𝑘𝑛 =

4,59 0,99.0,99= 4,69 𝑘𝑊

𝑃2 = 𝑃3

𝜂𝑜𝑙 𝜂𝑏𝑟2 =

4,690,99.0,97= 4,88𝑘𝑊

𝑃1 = 𝑃2

𝜂𝑜𝑙 𝜂𝑏𝑟1 =

4,880,99.0,97 = 5,08 𝑘𝑊

𝑃đ𝑐 = 𝑃1

𝜂đ =5,080,96 = 5,3 𝑘𝑊

𝑇2 = 9,55 106 𝑃2

𝑛2 = 9,55 106

4,88203,55 = 228 956,03 𝑁𝑚𝑚

𝑇3 = 9,55 106𝑃3

𝑛3 = 9,55 106

4,6978,89 = 567 746,23 𝑁𝑚𝑚

𝑇4 = 9,55 106 𝑃4

𝑛4 = 9,55 106

4,5978,89= 555 640,77 𝑁𝑚𝑚

2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY 2.1 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI

 Thông số đầu vào để thiết kế bộ truyền đai :

2.1.1 Chọn loại đai và các thông số kĩ thuật của đai

-Theo hình 4.22 trang 153[3] , ta thấy công suất 𝑃 = 5,3 𝑘𝑊 , 𝑛 =

2880 (𝑣ò𝑛𝑔𝑝𝑕ú𝑡) ta nên chọn đai loại A

-Theo bảng tra 4.3 trang 128 [3], ta có

Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối  =0,01

Đường kính bánh đai lớn : d2=u.d1.(1- )=3,656.125.(1-0,01)=452,9 mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn: 𝑑 2 = 450 (𝑚𝑚)

𝑑1(1 − 𝜉) =

450125(1 − 0,01) = 3,63

2.1.4 Tính khoảng cách trục a và chiều dài đai

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

Ta có thể chọn sơ bộ

0,05 𝑑1 + 𝑑2 + 𝑕 ≤ 𝑎 ≤ 2 𝑑1 + 𝑑20,05 125 + 450 + 8 ≤ 𝑎 ≤ 2 125 + 450

324,25 ≤ 𝑎 ≤ 1150

Ta có thể chọn sơ bộ: 𝑎 = 1,0 𝑑2 = 1,0 450 = 450 𝑚𝑚 (theo bảng 4.14 trang 60 [1])

 Chiều dài tính toán của đai :

 Số vòng chạy của đai trong 1 giây:

𝑖 = 𝑣𝐿 = 18,851900 = 9,92 𝑠−1 < 𝑖 = 10 𝑠−1 (Thỏa điều kiện cho phép)

 Tính toán lại khoảng cách trục a

= 1,02

 Hệ số ảnh hưởng tới dây đai :

Chọn sơ bộ Cz=1_ số dây đai :z= 1

- Số đai được xác định theo công thức :

2.1.8 Xác đính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Theo trang 139 [3], thì đai thang: 𝜎0 = 1,5 𝑀𝑃𝑎

 Lực căng ban đầu :

 Lực vòng trên mỗi dây đai:

 Ứng suất do lực căng đai ban đầu : 𝜎0 = 𝐹0

Giới hạn mỏi của đai : 𝜎𝑟 = 9 MPa

Số mũ đường cong mỏi của đai thang: m= 8

o Thời gian phục vụ: L= 4 năm

o Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ

o Làm việc 1ca/ngày, 1 ca làm việc 8h, làm 200ngày/năm

o Cặp bánh răng cấp nhanh: (bánh răng trụ răng nghiêng)

 Số chu kì làm việc cơ sở:

NHO1 = NHO3= 30 𝐻𝐵12.4 = 30 3002.4 = 26437005,78 chu kì

NHO2 = NHO4 =30 𝐻𝐵22.4 = 30 2802.4 = 22402708,6 chu kì

NFO1 = NFO2 = NFO3 = NFO4=5.106 chu kì

2.2.1 TÍNH TOÁN CẤP NHANH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ

 Chu kỳ làm việc cơ sở:

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc 𝑁𝐻𝑂 = 30𝐻𝐻𝐵2,4,

 Chu kỳ làm việc tương đương:

o Số bánh răng bị động ăn khớp với bánh răng chủ động 𝑐 = 1

𝑛𝑖𝑡𝑖

 𝑁𝐻𝐸1 = 60𝑐 𝑇𝑖

𝑇𝑚𝑎𝑥

𝑚 𝐻 2

3

30 + 36 + 34+ 0,3𝑇

6

30 + 36 + 34+ 0,3𝑇

 Bánh bị động: 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚 20 = 1,8𝐻𝐵2 = 1,8.230 = 414 (𝑀𝑃𝑎)

o Ứng suất tiếp xúc cho phép :

Khi dùng tôi cải thiện sH =1,1

𝜎𝐻1 = 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚 10 𝐾𝐻𝐿1

𝑠𝐻 = 590.

11,1 = 536,36 (𝑀𝑝𝑎)

𝜎𝐻2 = 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚 20 𝐾𝐻𝐿2

𝑠𝐻 = 530.

11,1 = 481,82 (𝑀𝑝𝑎)

=> 𝜎𝐻 = 𝜎𝐻1 + 𝜎𝐻2

2 =536,36+481,822 = 509,09 (𝑀𝑃𝑎)

o Ứng suất uốn cho phép:

Khi dùng tôi cải thiện 𝑠𝐹 = 1,75

𝜎𝐹1 = 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚 10 𝐾𝐹𝐶

𝑠𝐹1 𝐾𝐹𝐿1 = 468.

11,75 1 = 267,43 (𝑀𝑝𝑎)

𝜎𝐹2 = 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚 20 𝐾𝐹𝐶

𝑠𝐹2 𝐾𝐹𝐿2 = 414.

11,75 1 = 236,6 (𝑀𝑝𝑎)

 Ứng suất quá tải cho phép :

Theo tiêu chuẩn chọn aw = 160 mm

2.2.1.3 Chọn modul răng, và số răng

m= (0.01÷0.02) aw = (0.01÷0.02) 160 = 1,6 ÷ 3,2

Theo tiêu chuẩn ta chọn m=2,5

-Xác định số răng và góc nghiêng răng: Từ điều kiện 80 ≤ β ≤ 200

0 ) 2,5.(3,87+1)

24,7≤ z1 ≤ 26,027 Chọn z1 = 25 răng

 Số răng bánh lớn: z2 = u.z1 = 3,87.25=96,75 răng chọn z2 = 96 răng

= 252,3 Đường kính đỉnh răng 𝑑𝑎1 = 𝑑1 + 2 𝑚

= 70,7 𝑑𝑎2 = 𝑑2 + 2 𝑚= 257,3 Đường kính đáy răng 𝑑𝑓1 = 𝑑1 − 2,5 𝑚

= 59,45

𝑑𝑓2 = 246,05

2.2.1.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33 tài liệu [1], ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:

𝜎𝐻 = 𝑍𝑀 𝑍𝐻 𝑍𝜀 2.𝑇1 𝐾𝐻.(𝑢+1)

𝑏𝑤.𝑢.𝑑𝑤 12 ≤ [𝜎𝐻] Trong đó:

 𝑍𝑀 = 274 (𝑀𝑃𝑎): hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

1,88 − 3,2 1

25+

1

96 𝑐𝑜𝑠18 = 1,635

 𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼 𝐾𝐻𝑣 hệ số tải trọng khi tính vế tiếp xúc

 𝐾𝐻𝛽 = 1,07: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

𝜎𝐻 < [𝜎𝐻] (thỏa mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc)

2.2.1.8 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

 Điều kiện bền uốn: 𝜎𝐹 =2.𝑇.𝐾𝐹 𝑌𝜀.𝑌𝛽.𝑌𝐹1

 Hệ số dạng răng 𝑌𝐹, theo bảng 6.18 [1]:

o Đối với bánh dẫn: 𝑌𝐹1 = 3,8

o Đối với bánh bị dẫn: 𝑌𝐹2 = 3,6

 Với m=2,5 𝑌𝑆 = 1,08 − 0,0695 ln 2,5 = 1,002; YR = 1; KxF = 1 vì (𝑑𝑎 < 400 𝑚𝑚)

2.2.1.9 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Với hệ số quá tải 𝐾𝑞𝑡 = 𝑇𝑚𝑎𝑥

 Chu kỳ làm việc cơ sở:

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc 𝑁𝐻𝑂 = 30𝐻𝐻𝐵2,4,

 Chu kỳ làm việc tương đương:

o Số bánh răng bị động ăn khớp với bánh răng chủ động 𝑐 = 1

3

30 + 36 + 34+ 0,3𝑇

6

30 + 36 + 34+ 0,3𝑇

o Ứng suất tiếp xúc cho phép :

Khi dùng tôi cải thiện sH =1,1

𝜎𝐻1 = 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚 10 𝐾𝐻𝐿1

𝑠𝐻 = 590.

11,1 = 536,36 (𝑀𝑝𝑎)

𝜎𝐻2 = 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚 20 𝐾𝐻𝐿2

𝑠𝐻 = 530.

11,1 = 481,82 (𝑀𝑝𝑎)

=> 𝜎𝐻 = 𝜎𝐻1 + 𝜎𝐻2

2 =536,36+481,822 = 509,09 (𝑀𝑃𝑎)

o Ứng suất uốn cho phép:

Khi dùng tôi cải thiện 𝑠𝐹 = 1,75

𝜎𝐹1 = 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚 10 𝐾𝐹𝐶

𝑠𝐹1 𝐾𝐹𝐿1 = 468.

11,75 1 = 267,43 (𝑀𝑝𝑎)

𝜎𝐹2 = 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚 20 𝐾𝐹𝐶

𝑠𝐹2 𝐾𝐹𝐿2 = 414.

11,75 1 = 236,6 (𝑀𝑝𝑎)

 Ứng suất quá tải cho phép :

Ứng với ψbd vừa chọn, tra bảng 6.4(ứng với ψbd = 0,57 và HB <350) ta có:

Theo tiêu chuẩn chọn aw = 200 mm

2.2.2.3 Chọn modul răng, và số răng

m= (0.01÷0.02) aw = (0.01÷0.02) 200 = 2 ÷ 4

Theo tiêu chuẩn ta chọn m=3

-Xác định số răng và góc nghiêng răng:

2.2.2.4 Xác định các kích thước bộ truyền bánh răng:

= 117 𝑑𝑎2 = 𝑑2 + 2 𝑚= 294 Đường kính đáy răng 𝑑𝑓1 = 𝑑1 − 2,5 𝑚

𝐹𝑎3 = 0𝑁 -Lực hướng tâm :

𝐹𝑟3 = 𝐹𝑡3 𝑡𝑎𝑛⁡(20) = 4098,4 𝑡𝑎𝑛⁡(20) = 1491,7 𝑁

2.2.2.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33 tài liệu [1], ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:

𝜎𝐻 = 𝑍𝑀 𝑍𝐻 𝑍𝜀 2.𝑇1 𝐾 𝐻 (𝑢+1)

𝑏 𝑤 𝑢.𝑑𝑤 12 ≤ [𝜎𝐻] Trong đó:

 𝑍𝑀 = 274 (𝑀𝑃𝑎): hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

 𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼 𝐾𝐻𝑣 hệ số tải trọng khi tính vế tiếp xúc

 𝐾𝐻𝛽 = 1,07: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

𝜎𝐻 < [𝜎𝐻] (thỏa mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc)

2.2.2.8 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

 Điều kiện bền uốn: 𝜎𝐹 =2.𝑇.𝐾𝐹 𝑌𝜀.𝑌𝛽.𝑌𝐹1

 Hệ số dạng răng 𝑌𝐹, theo bảng 6.18 [1]:

o Đối với bánh dẫn: 𝑌𝐹3 = 3,7

o Đối với bánh bị dẫn: 𝑌𝐹4 = 3,6

 Với m=2,5 𝑌𝑆 = 1,08 − 0,0695 ln 3 = 1,004; YR = 1; KxF = 1 vì (𝑑𝑎 < 400 𝑚𝑚)

2.2.2.9 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Với hệ số quá tải 𝐾𝑞𝑡 = 𝑇𝑚𝑎𝑥

𝜎𝐹4𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹4 𝐾𝑞𝑡 = 87,54 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎𝐹2]𝑚𝑎𝑥 = 360(𝑀𝑃𝑎)

 KIỂM NGHIỆM ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU

-Việc bôi trơn hộp giảm tốc phải đảm bảo những điều kiện sau:

-Mức dầu thấp nhất ngập ( 0,7 ÷ 2) chiều cao răng h2 (  a2 f2

2

d d h

2



2 ( nhưng ít nhất là 10mm)

-Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất hmax – hmin  10 15mm 

-Mức dầu cao nhất không đựơc ngập quá 1/3 bán kính bánh răng (d a4

2.3 SƠ ĐỒ LỰC TÁC DỤNG LÊN CÁC BỘ TRUYỀN VÀ TÍNH GIÁ

TRỊ CÁC LỰC

 Chọn nối trục đàn hồi, bộ phận công tác là xích tải nên chọn 𝑘 = 1,5

 Moment xoắn tính toán:

 Quy ước các kí hiệu:

o 𝑘: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

o 𝑖: số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

o 𝑖 = 0 ; 𝑖 = 1: các tiết diện trục lắp ổ

o 𝑖 = 2…s: với s là số các chi tiết quay

o 𝑙𝑘1: khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1, trên trục thứ k

o 𝑙𝑘𝑖: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ I, trên trục thứ k

o 𝑙𝑚𝑘𝑖: chiều dài mayo của chi tiết thứ i trên trục

o 𝑙𝑐𝑘𝑖: khoảng công xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở bên ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

o 𝑏𝑘𝑖: chiều rộng vành răng của bánh răng thứ i trên trục k

2.4.1 Chọn vật liệu làm trục và xách định sơ bộ đường kính trục:

 Thép 45 có x𝜎𝑏 = 600𝑀𝑃𝑎 , ứng suất xoắn cho phép 𝜏 = 12 ÷

20 𝑀𝑃𝑎

 Xác định sơ bộ đường kính trục thứ k: 𝑑𝑘 = 𝑇𝑘

0,2 𝜏

3

 𝑘1 = 10 𝑚𝑚 : khoảng cách từ bề mặt mút của chi tiết quay đến thành trong cua hộp hoặc khoãng cách giữa các chi tiết quay

 𝑘2 = 8 𝑚𝑚 : khoảng cách từ mặt mút ổ đến trhành trong của hộp

 𝑘3 = 10 𝑚𝑚 : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

 𝑕𝑛 = 15 𝑚𝑚 :chiều cao nắp ở và đầu bulong

 Chiều dài mayo bánh đai, bánh răng trụ: 𝑙𝑚 = 1,2 ÷ 1,5 𝑑

 Moment tương đương tại các tiết diện:

o 𝑀𝐴𝑡𝑑 = 𝑀𝑥2 + 𝑀𝑦2 + 0,75 𝑇2 = 0

o 𝑀𝐶𝑡𝑑 = 𝑀𝑥2 + 𝑀𝑦2 + 0,75 𝑇2 = 70620,7452 + 70696,22 + 0,75 61585,32 =113268,73 (𝑁 𝑚𝑚)

o 𝑀𝐵𝑡𝑑 = 𝑀𝑥2 + 𝑀𝑦2 + 0,75 𝑇2 = 37748,152 + 02 + 0,75 61585,32 = 65341,3 (𝑁 𝑚𝑚)

o 𝑀𝐷𝑡𝑑 = 𝑀𝑥2 + 𝑀𝑦2 + 0,75 𝑇2 = 02 + 02 + 0,75 61585,32 =53334,4 (𝑁 𝑚𝑚)

=> tiết diện tại C nguy hiểm nhất

 Đường kính trục tại các tiết diện:

 Moment tương đương tại các tiết diện:

o 𝑀𝐴𝑡𝑑 = 𝑀𝑥2 + 𝑀𝑦2 + 0,75 𝑇2 = 0

o 𝑀𝐶𝑡𝑑 = 𝑀𝑥2 + 𝑀𝑦2 + 0,75 𝑇2 = 87731,62 + 2337732 + 0,75 228956,032 =

318 845,26 (𝑁 𝑚𝑚)

o 𝑀𝐵𝑡𝑑 = 𝑀𝑥2 + 𝑀𝑦2 + 0,75 𝑇2 = 0

o 𝑀𝐷𝑡𝑑 = 𝑀𝑥2 + 𝑀𝑦2 + 0,75 𝑇2 = 59670,162 + 1497432 + 0,75 228956,032 =

255 536,9676 (𝑁 𝑚𝑚)

=> tiết diện tại C nguy hiểm nhất

 Đường kính trục tại các tiết diện:

 Moment tương đương tại các tiết diện:

o 𝑀𝐵𝑡𝑑 = 0

=> tiết diện tại D nguy hiểm nhất

 Đường kính trục tại các tiết diện:

Chọn hệ số an toàn [𝑠] = 2,5 để kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn

aj mj

Theo công thức 10.23[I], ta có:

2𝑊0𝑗 =

61585,32.4780,6= 6,44(𝑀𝑃𝑎)

Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn:

Theo công thức 10.20 [I], ta có:

𝑠𝜎 = 𝑘 𝜎−1

𝜎 𝜎𝛼

𝜀𝜎 𝛽 + 𝜓𝜎 𝜎𝑚 =

261,61,76.46,920,88.1,7 + 0,05.0

= 4,74(𝑀𝑃𝑎)

Theo công thức 10.21 [I], ta có:

𝑠𝜏 = 𝑘 𝜏−1

𝜏 𝜎𝜏

𝜀𝜏 𝛽 + 𝜓𝜏 𝜏𝑚 =

151,731,54.6,440,88.1,7 + 0.0

Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn:

Theo công thức 10.20 [I], ta có:

𝑠𝜎 =𝑘 𝜎−1

𝜎 𝜎𝛼

𝜀𝜎 𝛽 + 𝜓𝜎 𝜎𝑚 =

261,61,76.55,150,85.1,7 + 0,05.0

= 11,31(𝑀𝑃𝑎)

Theo công thức 10.19 [I], ta có:

Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn:

Theo công thức 10.20 [I], ta có:

𝑠𝜎 = 𝑘 𝜎−1

𝜎 𝜎𝛼

𝜀𝜎 𝛽 + 𝜓𝜎 𝜎𝑚 =

261,61,76.22,50,76.1,7 + 0,05.0

2.4.5 KIỂM NGHIỆM THEN

Ta kiểm nghiệm điều kiện bền dập và bền cắt đối cới then bằng:

- Với các tiết diện trục dùng mối ghép then ta cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và bền cát theo công thức:

 Ta chọn ổ đũa côn cỡ trung rộng 7605:

𝑘𝑡 = 1: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ

 Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ:

𝐷1(mm)

𝑑1(mm)

B (mm)

𝐶1(mm)

T (mm)

𝑟 (mm)

𝑟1(mm

(kN)

𝐶0(kN)

Dựa vào kết quả trên ta thấy rằng: ổ B chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ B

 Thời gian làm việc tương đương tính bằng triệu vòng quay:

Ta thấy 𝐶𝑡𝑡 < 𝐶 = 45,5 𝑘𝑁, nên ổ đảm bảo khả năng tải động

 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:

Hệ số Xo, Yo theo điều kiện ổ đũa côn

Xo = 0,5 ; Yo = 0,22.cotg 𝛼

𝑄0 = 𝑋0 𝐹𝑟 + 𝑌0 𝐹𝑎 = 0,5.1477,6 + 0,22 𝑐𝑜𝑡𝑔11,330 771,15 = 1585,52 (𝑁)

𝑄0 = 𝐹𝑎𝐵 = 771,15 𝑁 Vậy 𝑄0 bé hơn giá trị Co nên ổ đảm bảo điẹu kiện tải tĩnh

 Số vòng quay tới hạn của ổ:

o Theo bảng 11.7[1] với ổ đũa côn một dãy, bôi trơn bằng mỡ:

 Ta chọn ở bị đỡ 1 dãy cỡ trung 306:

𝑑 (mm)

D (mm)

B (mm)

𝑟 (mm)

Đường kính bi (mm)

1.3180,8 = 0,19 < 𝑒 => 𝑋𝑌𝐴 = 1

𝐴 = 0

𝐹𝑎𝑉.𝐹𝑟𝐵 =1.3014,5609,05 = 0,2 < 𝑒 => 𝑋𝑌𝐵 = 1

𝐵 = 0

 Hệ số:

𝑘𝜎 = 1,2:hệ số kể đến đặc tính tải trọng Tra bảng 11.3[1] với tải trọng va đập nhẹ

𝑘𝑡 = 1: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ

 Tải trọng động quy ước tác dụng lên ổ:

 Khả năng tải động tính toán của ổ:

𝐶𝑡𝑡 = 𝑄 𝐿𝑚 = 3816,96 78,1633 = 16319,5 (𝑁) Với: chỉ số mũ 𝑚 = 3 do ta chọn ổ bi

Ta thấy 𝐶𝑡𝑡 < 𝐶 = 22 𝑘𝑁, nên ổ đảm bảo khả năng tải động

 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:

Hệ số Xo, Yo theo điều kiện ổ bi đỡ: Xo = 0,6; Yo = 0,5

𝑄0 = 𝑋0 𝐹𝑟 + 𝑌0 𝐹𝑎 = 0,6.3816,96 + 0,5.609,05 = 2594,701 (𝑁) Vậy 𝑄0 bé hơn giá trị Co nên ổ đảm bảo điều kiện tải tĩnh

 Số vòng quay tới hạn của ổ:

o Theo bảng 11.7[1] với ổ đũa côn một dãy, bôi trơn bằng mỡ: