tiểu luận nguyên lý chi tiết máy spkt

Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động điện: 1.1.1.Xác định công suất trục động điện: Công suất truyền trục công tác: Pt = 2.94 kw Công suất trục động điện: Pct = Pt η (1) Hiệu suất truyền động: η = η1 η η = η nt ηol3 ηbr η x (công thức (2.9) trang 19 tài liệu [I] ) Từ bảng 2.3 trang 19 tài liệu [1] ta có: η x = 0,95 Hiệu suất truyền xích: Hiệu suất nối trục di động: Hiệu suất cặp ổ lăn: Hiệu suất cặp bánh răng: ηk = η ol = 0,99 η br =0,96 => η = 0,993 0,96 0,95 = 0,885 Pct = Pt 2,94 = = 3,32 η 0,885 Thay vào (1) (kw) 1.1.2.Số vòng quay sơ động điện: n sb = u t u lv Ta có: nlv = 85 (vòng/phút) ut : tỷ số truyền hệ thống dẫn động Trong đó: ut = un.uh Uh : tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh trụ cấp Uh = Un : tỷ số truyền truyền xích Un = Ux = (chọn theo bảng 2.4 trang 21 tài liệu [I])  Ut = 3.4 = 12  nsb = 12.85 = 1020 (vòng/phút) SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH Theo điều kiện: Pđc ≥ Pct nđb ≈ nsb (công thức (2.19) trang 22 tài liệu [I] ) Tra bảng phụ lục 1.2 trang 235 tài liệu [I] ta chọn động cơ: DK.52_6 có: Pđc = 4,5 kw Nđc = 950 (vòng/phút) 1.2 Phân phối tỷ số truyền: 1.2.1Tỷ số truyền: u = nđc 950 = = 11,17 nlv 85 (công thức (3.23) trang 48 tài liệu [I] ) 1.2.2Phân tỷ số truyền hệ dẫn động: ut = un ubr (công thức (3.24) trang 48 tài liệu [I] ) Với un = ux = (đã chọn) ubr = u u = 11 17 = 3,72 x => Mặt khác ubr = u1.u2 Theo công thức thực nghiệm ta có: u1 = (1,2 ÷ 1,3)u Chọn u1 = 1,3u2 u => 1,3 = 3,72 => u2 = 1,69 => u1 = 1,3.1,69 = 2.19 1.2.3 Tính lại giá trị un theo u1 u2 hộp giảm tốc u 11,17 = = 3,01 u u , 69 19 U = x - Kiễm tra: u1.u2.ux = 1,69.2,19.3,01=11,14 | u1.u2.ux – U| = |11,17-11,14| = 0,03 Vậy chấp nhận tỉ số truyền: u1 =1,69và u2= 2,19 1.2.4.Xác định công suất, moment số vòng quay trục: * Công suất trục: Dựa vào Plv sơ đồ hệ dẫn động:  Đối với trục máy công tác: SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy pct = GVHD: VĂN HỮU THỊNH plv 2,94 = = 2,97(kw) nol 0,99  Đối với trục II: pct = 3,16(kw) η x η ol p2 =  Đối với trục I: p1 = p3 = 3,32 ηbr ηol (kw)  Đối với trục động cơ: p1 = 3,32(kw) ηk p0 = * Momen số vòng quay trục:  Đối với trục I: n1 = nđc = 950 (v/ ph) T1 = 9,55.10 p1 = 33374 n1 (Nmm)  Đối với trục II: n2 = n1 = 432(v / ph) u1 T2 = 9,55.10 p2 = 73393( Nmm) n2  Đối với trục máy công tác: nct = n2 = 144(v / ph) un Tmct = 9,55.106 pmct = 196968( Nmm) nmct SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH Trục Thông số Động I II Máy công tác 3,32 3,32 3,16 2,97 Công suất P(kw) Tỷ số truyền u Số vòng quay n (v/ph) Momen xoắn T (Nmm) 950 3,72 950 432 144 33374 73393 196968 PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH 2.1 Chọn loại xích:  Vì tải trọng xích va đập nhẹ, vận tốc thấp nên chọn xích lăn 2.2 Xác định thông số xích truyền: Với ux = (đã chọn) Theo bảng 5.4 trang 80 tài liệu [I] ta chọn số đĩa xích nhỏ z = 23 Số đĩa xích lớn: z2 = ux.z1 = 3.23 = 69 < zmax = 120 Theo công thức 5.3 trang 81 tài liệu [I] ta có công thức tính toán: Pt = P.k.kz.kn với P= P2 z1 = 23 => kz = 25/z1 = 1,08 : hệ số bánh Chọn n01 = 600 (vg/ph) => kn = n01/n2 = 1,38 : hệ số vòng quay Theo công thức 5.4 bảng 5.6 trang 82 tài liệu [I] ta có: K = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc k0 = (tâm đĩa xích so với phương ngang k = 1,3.1,2.1,25.1.1.1 = 1,95 Thay vào công thức 5.3 ta được: Pt = 3,16.1,95.1,08,1,38= 9,1838 (kw) Theo bảng 5.5 trang 81 tài liệu [1] với n 01= 600 (vg/ph), xích dãy [ p ] = 11,4 > p = 9,1838( kw) t Thấy (thỏa mãn điều kiện mòn) Ta chọn bước xích p= 19,05 (mm) Khoảng cách trục: Theo công thức 5.12 trang 85 tài liệu [I] a = 40.p = 40.19,05 = 762 mm Theo công thức 5.12 trang 85 tài liệu [I] ta có số mắt xích: 2a z1 + z ( z − z1 ) p x= + + p 4π a x= 2.762 (23 + 69) (69 − 23) 19,05 + + = 127,33 19,05 4.π 762 Lấy số mắt xích chẵn: x = 127 Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 trang 85 tài liệu [I] { } [ xc − 0,5( z2 + z1 ) ] − 2[ ( z2 − z1 ) / π ] 2 = 0,25.19,05 127 − 0,5 + ( 6923) + [127 − 0,5( 69 + 23) ] − 2[ ( 69 − 23) / π ] ac = 0,25 p xc − 0,5( z + z1 ) + { = 758,7(mm) Để xích không chịu lực căng lớn ta giảm a lượng ∆a ∆a = 0,003.a = 2,286 (mm) Do a = 758,7 – 2,286 = 756(mm) Số lần va đập xích theo công thức 5.14 trang 85 tài liệu [I] z n 27.432 i= = = 65,2157 ≤ [ i ] = 35 15.x 15.127 2.3 Kiểm nghiệm xích độ bền: Theo công thức 5.15 trang 85 tài liệu [I] s= Q k đ Ft + F0 + Fv Theo bảng 5.2 trang 78 tài liệu [1] ta có tải trọng phá hỏng Q = 31,8 (kN) Khối lượng mét xích q = 1,9 kg SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: } Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH Hệ số tải trọng động: kđ = 1,2 (chế độ làm việc trung bình) v= z1.t.n2 23.19,05.432 = = 3,15(v / ph) 60000 60000 1000.P = 1003,17( N ) v Fv -lực căng lực li tâm sinh ra: Fv = q.v2 = 18,85(N) F0 -lực căng nhánh xích bị động sinh ra: F = 9,81.kf.q.a Lấy kf = (vì truyền nằm ngang) => F0 = 9,81.6.1.9.0,76 = 85 (N) ⇒ Ft = s= 31800 = 24,32 1,2.1003 + 85 + 18,85 Do đó: Theo bảng 5.10 trang 86 tài liệu [1] với n01 = 600 vg/ph, [s] = 10,3 s > [s] : truyền xích đảm bảo đủ bền 2.4 Đường kính đĩa xích: Theo công thức 5.17 bảng 13.4 : p 19,05 = = 139,9(mm) π 180 sin( ) sin( ) z1 23 p 19,05 d2 = = = 418,54(mm) π 180 sin( ) sin( ) z2 69 d1 = da1 = p[0,5 + cotg( π /z1)] = 148,12 (mm) da2 = p[0,5 + cotg( π /z2)] = 427,63 (mm) df1 = d1 – 2r = 253,32 – 2.6,03 = 152,03 (mm) df2 = d2 – 2r = 636,96 – 2.6,03 = 315,57 (mm) với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.11,91 + 0,05 = 6,03 (theo bảng 5.2) Kểm nghiệm độ bền tiếp xúc đĩa xích: theo công thức 5.18 tài liệu [1] ta có: σ H = 0,47 k r ( Ft k đ + Fvđ ) E / A.k d ≤ [σ H ] Trong đó: Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số đĩa xích Kr1 = 0,444 ứng với Z1 = 23 Kr2 = 0,22 ứng với Z2 = 69 Kd = truyền xích dãy Kđ = 1,2 hệ số tải trọng động Fvđ : lực va đập dãy xích:(N) SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH Fvđ = 13.10-7 n2.p3.m = 13.10-7.432.19,053 = 3,88(N) E: Mođun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa A = 106 diện tích chiếu lề (tra theo bảng 5.12 trang 87 tài liệu [1]) [σ H ] ứng suất tiếp xúc cho phép tra theo bảng 5.11 trang 86 tài liệu [1] Ứng suất tiếp xúc đĩa xích 0,444(1003.1 + 3,88)2,1.105 σ H = 0.47 106.1 = 442,3 Mpa Ứng suất tiếp xúc đĩa xích 0,22(1003.1 + 3,88) 2,1.105 σ H = 0.47 106.1 = 311,35 Mpa Như theo bảng 5.11 tài liệu [1] để đảm bảo độ bền tiếp xúc cho đĩa xích ta dùng thép C45 cải thiện đạt độ vấn bề mặt HB = 170 Ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ] = 600 (Mpa) Thấy: σ H ≤ [ σ H ] nên đảm bảo độ bền tiếp xúc 2.5 Xác định lực tác dụng lên trục: Fr = Kx Ft Với Kx : hệ số bể đến trọng lượng tính xích Kx = 1,15(do truyền nằm ngang) ⇒ Fr = 1,15.1003 = 1153,64 N Trị số Thông số Kí hiệu a (mm) 756 Số đĩa xích dẫn z1 23 Số đĩa xích bị dẫn z2 69 Tỉ số truyền u Số mắt xích x 127 Đường kính vòng chia đĩa xích dẫn d1 139,9 Đường kính vòng chia đĩa xích bị dẫn d2 418,54 Khoảng cách trục SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH Đường kính vòng đỉnh đĩa xích dẫn d a1 148,12 Đường kính vòng đỉnh đĩa xích bị dẫn da2 427,63 Đường kính vòng chân đĩa xích dẫn d f1 127,84 Đường kính vòng chân đĩa xích bị dẫn df2 406,48 p (mm) 19,05 Bước xích Số dãy xích PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC: 3.1 Chọn vật liệu xác định ứng suất cho phép : Chọn vật liệu cấp bánh sau: Cụ thể theo bảng 6.1 tài liệu [1] chọn: Bánh nhỏ: Thép 45 cải thiện đạt độ rắn HB = 241 ÷ 285, có σ b1 = 850 MPa , σ ch1 = 580 MPa Bánh lớn: Thép 45 cải thiện đạt độ rắn σ b2 HB = 192 ÷ 240 , có = 750 MPa, σ ch = 450 MPa Xác định ứng suất cho phép:Theo bảng 6.2 trang 92 tài liệu [1] thép C45 cải thiện đạt độ rắn HB = 180 ÷ 350 ; S H = 1,1 ; σ F lim = 1,8HB ; s F = 1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 270, độ rắn bánh lớn HB2 = 230 σ H lim = 2.HB1 + 70 σ H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.270 + 70 = 610 MPa σ F lim1 = 1,8.270 = 486 MPa σ H lim2 = 2.HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 σ F lim2 = 1,8.230 = 414 MPa Theo công thức 6.5 trang 93 tài liệu [1]: N HO = 30.H 2, HB SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Do đó: Trang: MPa Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH N HO1 = 30.270 2, = 20,53.106 N HO = 30.2302, = 13,97.106 Theo công thức 6.7 trang 93 tài liệu [1] NHE = 60.c ∑ ( Ti / Tmax)3 ni ti c : Số lần ăn khớp vòng quay: c=1 n: Vận tốc vòng bánh t∑: tổng sốthời gian làm việc bánh răng, t∑=5.300.2.8=24000(h) Do tải trọng tĩnh N HE1 = N FE = 60.c.n1.tΣ = 60.1.950.2400 = 13,68.107 N HE = N FE = 60.c.n2 tΣ = 60.1.432.2400 = 62,2.106 Ta có NHE2 > NHO2 KHL2 = ⇒ Tương tự NHE1 > NHO1 , KHL1= Như theo công thức 6.1a trang 93 tài liệu [1] sơ xác định được: K HL σ [ σ H ] = Him S H 610.1 σ [ σ H ]1 = = 1,1 = 554,54 K HL 530.1 σ [ σ H ]2 = Him2 S H = 1,1 = 481,81 Với cấp chậm sử dụng nghiêng [σ H ]1 + [σ H ] 527,72 + 518,18 K HL1 Him1 S H Mpa Mpa 2 [σ H ] = = = 545,45 Ta có: NFE1> NFO1=> KFL1= NFE2> NFO2=> KFL2= Vì truyền quay chiều nên KFC = Mpa [σ F1 ] = σ F0 lim1 K FC K FL1 = 486.1.1 = 277,71 [σ F ] = σ F0 lim2 SF 1,75 K FC K FL 414.1.1 = = 236,57 SF 1,75 Ứng suất tải cho phép theo công thức 6.13 6.14 trang 95-96 tài liệu [1] SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH [ σ H ]max = 2,8 σ ch = 2.8.450 = 1260 Mpa [ σ F ]max = 0,8 σ ch1 = 0,8.580 = 464 Mpa [ σ F ]max = 0,8 σ ch = 0,8.450 = 360 Mpa 3.2 Tính toán truyền cấp chậm (bánh nghiêng ): 3.2.1 Xác định sơ khoảng cách trục: aw = K a (u + 1)3 aw = K a (u1 + 1)3 TI K Hβ [σ H ] ux ψ ba T1.K Hβ [σ H ] u1.ψ ba = 43( 3,72 + 1) 33374.1,03 = 98,62 518,175 2.3,72.0,3 Trong đó: Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liêu cặp bánh loại Tra bảng 6.5 trang 96 tài liệu [1] ta có K a = 43 Tra bảng 6.6 tài liệu [1] chọn ψba = 0,3 KH β : hệ số kể đến phân bố không tải trọng chiều rộng ψ bd = 0,5.ψ ba (ubr + 1) = 0,7 vành tính tiếp xúc Với: Tra bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1] ta được: K H β = 1,03; KF β = 1,05 Lấy a w = 99 mm 3.2.2 Xác định thông số ăn khớp: a Môđun: m = (0,01 0,02) w = (0,01 0,02).99 = 0,99 1,98 Tra bảng 6.8 trang 99 tài liệu [1]: Chọn môđun tiêu chuẩn bánh cấp chậm môđun cấp nhanh: m =1,5 Chọn β = 15 ⇒ cos β = 0,966 Số bánh nhỏ: theo công thức 6.31 trang 103 tài liệu [1] Z1 = 2aw cos β = 27 m(ubr + 1) lấy Z1 = 27 Số bánh lớn: Z2 = ubr.Z1 = 100,44 lấy Z2 = 101 Do tỷ số truyền thực: um = Z2/Z1 = 3,74 SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: 10 Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH Hệ số kể đến trùng khớp răng: Yε = = 0,578 εα β0 Yβ = − = 0,89 140 Hệ số kể đến đọ nghiêng răng: Số tương đương: Z1 Z v1 = = 29,61 cos β Z2 Zv2 = = 110 ,76 cos β Vì sử dụng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = Tra bảng 6.18 trang 109 tài liệu [1] ta được: Y F1 = 3,8; YF2 = 3,6 Theo công thức 6.47 trang 109 tài liệu [1] ta có: a vF = δ F g v w = 4,68 um Thay vào công thức 6.46 trang 109 tài liệu [1]: vF bw d w K Fv = + = 1,06 2.TI K Fβ K Fα Hệ số tải trọng tính uốn xác định theo công thức 6.45 trang 109 tài liệu [1]: K F = K Fβ K Fα K Fv = 1,52 Ứng suất sinh chân bánh chủ động xác định theo công thức 6.43 trang 108 tài liêu [1]: 2.T K Y Y Y σ F = I F ε β F = 106,58 Mpa bw d w m Thấy: σ F < [σ F ] = 464 Mpa Ứng suất sinh chân bánh bị động xác định theo công thức 6.44 trang 108 tài liêu [1]: σ Y 106,58.3,6 σ F = F1 F = = 100,97 ≤ [σ F ] = 360 Mpa YF 3,8 3.2.5 Kiểm nghiệm răn tải: K qt = Tmax = 1,8 T Hệ số tải: Theo công thức 6.48 trang 110 tài liêu [1] SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: 13 Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH σ = σ H K qt = 744,74 Mpa < [σ H max ] = 1260 Mpa Ứng suất tiếp xúc cực đại: H max Vậy thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng dư gãy dòn lớp bề mặt Ứng suất uốn cực đại: σ F 1max = σ F 1.K qt = 191,844Mpa < [σ F 1max ] = 464 Mpa σ F max = σ F K qt = 181,74 Mpa < [σ F max ] = 360 Mpa Vậy thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng dư phá hỏng tĩnh mặt lượn chân 3.2.6 Các thông số truyền: Góc prôfin gốc: α = 20 (Theo TCVN 1065 – 71) Góc nghiêng răng: β = 14 8'28" Khoảng cách trục: aw = 99 mm, nghiêng nên không dịch chỉnh trục Môđun: m = 1,5 b = 29,7mm Chiều rộng vành răng: w Số cặp bánh răng: Z1 = 27; Z2 = 101 Tỷ số truyền cấp chậm: Um = 3,74 Đường kính vòng chia: Z d1 = m = 41,76mm cos β Z d = m = 156,34mm cos β Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2m = 44,76 mm da2 = d2 + 2m = 159,34 mm Đường kính đáy răng: df1 = d1 – 2,5m = 41,01 mm df2 = d2 – 2,5m = 152,59 mm Khoảng cách trục aw = 99 mm Môđun m = 1.5 mm bw = 29,7mm Chiều rộng vành Tỷ số truyền Góc nghiêng u = 3,74 β = 14 08'28" Số bánh Z1 = 27 Z2 = 101 Hệ số dịch chỉnh SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh = (vì nghiêng nên không Trang: 14 Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH dịch chỉnh trục) d1 = 41,77 mm Đường kính vòng chia d = 156,34mm da1 = d1 + 2m = 44,76 mm Đường kính vòng đỉnh da2 = d2+2m=159,34 mm df1 = d1 - 2,5m = 41,01 mm Đường kính vòng đáy df2 = d2 - 2,5m = 152,59 mm PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC 4.1 Chọn vật liệu: Chọn vật liệu chế tạo trục thép C45 tôi, thường hóa có giới hạn σ = 600 Mpa ; giới hạn chảy σ ch = 340 Mpa bền b Ứng suất xoắn cho phép [τ ] = 15 30 Mpa 4.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục: Lực tác dụng: Do đĩa xích tác dụng lên: Fr = 1153,64 (N) = Fy21 Do cặp bánh trụ nghiêng: xác định theo công thức 10.1 tài liệu [1] 2T Ft1 = Ft = I = 1598,37 ( N ) = Fx13 = Fx 23 d1 F tg α tw Fr1 = Fr = t1 = 619,55 ( N ) = Fy13 = Fy 23 cos β Có Fd = 1749,4 (N) Góc nghiêng đường nối tâm truyền β = 14 8'28" Fa1 = Fa = Ft1 tan β = 402,69( N ) SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: 15 Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH Fk = (0,2 ÷ 0,3) Ft1 = 319,67 ÷ 479,51( N ) Chọn Fk = 350(N) 4.3 Tính Thiết Kế Trục: 4.3.1 Xác định sơ đường kính trục: Theo công thức 10.9 tài liệu [1] đường kính trục thứ k (k = 1,2,3) d ≥3 Tk 0,2[τ ] Với [τ ] lấy trị số nhỏ trục vào, lấy trị số lớn trục Chọn [τ ] = 15 => d1 = T1 = 22,32mm 0,2[τ ] d2 = T2 = 26,37mm 0,2[τ ] Chọn [τ ] = 20 => Đường kính sơ trục là: d1 = 25 mm; d2 = 30 mm Từ đường kính sơ bảng 10.2 trang 189 tài liệu [1] xác định chiều rộng ổ lăn sau: bo1 = 17 mm; bo2 = 19 mm botb = (17+19)/2 = 18 mm 4.3.2 Xác định khoảng cách gối đỡ điểm đặt lực: Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành hộp: K = 10 Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành hộp: K = Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ: K = 10 Chiều cao nắp ổ đầu bulông: hn = 15 Chiều dài mayơ bánh trụ trục I Xác định theo công thức 10.10 trang 189 tài liệu [1] lm13 = (1,2 1,5)d1 = (1,2 1,5) 25 = 30…37,5 mm; Chọn lm13 =lm12= 35 mm Chiều dài mayơ bánh trụ V trục II: l22 = lmk = (1,2…1,5)d2 = 36…45 mm; Chọn lm22 = lmk = 40 mm Chiều dài đoạn trục: (khoảng cách từ gối đỡ đến chi tiết quay) Trục L12 = -lc12 = -(0,5(lm12 + b01) + K3 + hn )= -51 mm l13 = 0,5(lm13 + b01) + K2 + K1 = 41 mm l11 = 2l13 = 82 mm SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: 16 Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH Trục l23 = l13= 41 mm l21 = l11 = 82 mm l22 = -lc22 = -(0,5(lm22 + b02) + K3 + hn )= -54,5 mm 4.3.3 Tính toán thiết kế trục: a Trục I: ∑ M x ( A) = ⇔ Fr1.41 + Yb1.82 + ⇒ Yb1 = d w1 Fa1 = d w1 41,77 Fa1 − 619,55.41− 402,69 2 = = −412,34 ( N ) 82 82 − Fr1.41− ∑Y = ⇔ Y a1 + Yb1 + Fr1 = ⇒ Ya1 = −Yb1 − Fr1 = −( −412,34) − 619,55 = −207,21( N ) ∑M y ( A) = ⇔ Fk 51 + Ft1.41− X b1.82 = ⇒ X b1 = Fk 51+ Ft1.41 350.51+ 1598,37 = = 1016,86 ( N ) 82 82 ∑ X = ⇔ −F k − X a1 + Ft1 − X b1 = SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: 17 Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH ⇒ X a1 = − Fk + Ft1 − X b1 = −300 + 1188 ,247 − 777,831 = 231,51 ( N ) BIỂU ĐỒ MÔMEN TRỤC I: SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: 18 Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH Momen uốn tổng Mj momen tương đương Mtdj tiết diện j chiều dài trục: Trong đó: Myj , Mxj – momen uốn mặt phẳng yOz xOz tiết diện j M yj2 + M xj2 ( Nmm) j= M M nt = 0( Nmm) M A1 = 17850( Nmm) M br1 = 39357,23( Nmm) M B1 = 0( Nmm) M 2j + 0,75.T j2 Mtdj = (Nmm) M tdnt = 28902,73( Nmm) M tdA1 = 33970,43( Nmm) M tdbr1 = 39357,54( Nmm) M tdB1 = 0( Nmm) dj = M tdj 0,1[σ ] Tính đường kính trục theo bảng 10.5 tài liệu [1]: với đường kính sơ d1 = 25 mm ta chọn [σ ] = 63 Mpa dnt = 16,6 (mm) dA1 = dB1 = 17,53(mm) dbr1 = 18,41 (mm) Chọn đường kính trục theo tiêu chuẩn: dnt = 17 (mm) đoạn trục lắp với khớp nối dA1 = dB1 = 18 (mm) đoạn trục lắp ổ lăn SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: 19 Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy dbr1 = 19 (mm) GVHD: VĂN HỮU THỊNH đoạn trục lắp bánh b Trục II: Phản lực gối tựa: d w2 156,34 = 402,69 = 31478,27 ( N mm) 2 ∑ M x ( A) = ⇔ −ma + Fr 41− Yb 82 + Frx 136,5 = ma = Fa ⇒ Yb = − d w2 Fa + Fr 41+ Frx 136,5 − 31478,27 + 619,55.41+ 1153,64.136,5 = = 1846,28 ( N ) 82 82 ∑Y = ⇔ Y a2 − Fr + Yb − Fxr = ⇒ Ya = Fr − Yb + Fxr = 619,55 − 1846,28 + 1153,64 = −73,09( N ) ∑M y ( A) = ⇔ − Ft 41− X b 82 = ⇒ X b2 = − Ft 41 − 1598,37.41 = = −799,18 ( N ) 82 82 ∑ X = ⇔ −X a2 − Ft − X b = ⇒ X a = − Ft − X b = −1598,37 − ( −799,18) = − − 799,18 ( N ) SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: 20 Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH BIỂU ĐỒ MÔMEN TRỤC II: Momen uốn tổng Mj momen tương đương Mtdj tiết diện j chiều dài trục: Trong đó: Myj , Mxj – momen uốn mặt phẳng yOz xOz tiết diện j Mj = M yj2 + M xj2 M A2 = 0( Nmm) SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: 21 (Nmm) (10.15) Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH M br = 43360,72( Nmm) M B = 62873,38( Nmm) M x = 0( Nmm) M 2j + 0,75.T j2 Mtdj = (Nmm) (10.16) M tdA2 = 0( Nmm) M tdbr2 = 76941,87( Nmm) M tdB = 89403,36( Nmm) M tdx = 63569,2( Nmm) dj = M tdj 0,1[σ ] Tính đường kính trục theo bảng 10.5 tài liệu [1]: với đường kính sơ d2 = 30 mm ta chọn [σ ] = 63 Mpa dA2 = dB2 = 24,2(mm) dbr2 = 23,03 (mm) dx = 21,61 (mm) Chọn đường kính trục theo tiêu chuẩn: dA2 = dB2 = 25 (mm) đoạn trục lắp ổ lăn dbr2 = 23 (mm) đoạn trục lắp bánh dx = 32 (mm) đoạn trục lắp với đĩa SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: 22 Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH 4.4 Tính kiểm nghiệm độ bền mỏi: Xét tiết diện đoạn trục lắp bánh trục Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi hệ số an toàn tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: Sj = S σj Sτj S +S σj τj ≥ [S] (10.19) Trong đó: [S] = 1,5…2,5 hệ số an toàn cho phép S σj S τj - hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp hệ số an toàn xét riêng ứng suất tiếp tiết diện j : Sσj = σ −1 K σdj σ aj + ψ σ σ mj Sτj = τ −1 K τdj τ aj + ψ τ τ mj (10.20) (10.21) Trong công thức (10.20) (10.21) Thép C45 thường hóa có: σ b = 600 (Mpa) σ −1 = 0,436.σ b = 0,436.600 = 261,6 ( Mpa ) τ −1 = 0,58.σ −1 = 0,58.261,6 = 151,73 ( Mpa ) Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng ta có: σ mj = Với ; σ aj σ max j = = Mj/Wj πd 3j Wj = 32 SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: 23 Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy Tiết diện br1 br2 GVHD: VĂN HỮU THỊNH Đường kính trục d (mm) 19 23 Wj (mm3) Mj(Nmm) σ aj 673,38 1194,49 39357,23 43360,72 58,45 36,3 Vì trục I quay chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động Do theo công thức 10.23 tài liệu [1]: τ mj = τ aj = τ max j Tj = 2.Woj πd 3j Woj = 16 momen cản xoắn tiết diện j trục , xác định Với theo bảng 10.6: Tiết diện br1 br2 Đường kính trục d (mm) 19 23 Theo bảng 10.7 tài liệu [1]: Xác định hệ số Kσdj K σaj Woj (mm3) Tj(Nmm) τ mj = τ aj 1346,76 2388,98 33374 73393 12,39 15,36 ψ σ = 0,05; ψ τ = Kτaj  Kσ   + K x − 1 ε  = σ Ky SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: 24 Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy Kτdj GVHD: VĂN HỮU THỊNH  Kτ   + K x − 1 ε  = τ Ky Theo bảng 10.8 Kx = 1,06 Tiện Ra 2,5 … 0,63 Theo bảng 10.9 Ky = 2,5 Trục tập trung ứng suất nhiều Theo bảng 10.10 đường kính trục d1 = 25 (mm) => ε σ = 0,92 ε τ = 0,89 Đường kính trục d2 = 35 (mm) => ε σ = 0,88 ετ = 0,81 Kσ Kτ ε Theo bảng 10.11 tài liệu [1] ta tra σ ε τ lắp căng tiết Kσ Kτ ε τ = 1,64 (chọn kiểu lắp k6) ε diện nguy hiểm Chọn σ = 2,06 => Kσ = 2,06.0,92 = 1,8952 Kτ = 1,64.0,89 = 1,4596 Kσ = 2,06.0,88 = 1,8128 Kτ = 1,64.0,81 = 1,3284 Thay số vào công thức (10.21) (10.20) (10.19) ta tính bảng sau: Tiết d diệ (mm n ) br1 19 br2 23 Kσ εσ Kτ ετ K σdj K τdj σ aj 2,0 2,0 1,6 1,6 0,848 0,68 0,848 0,68 SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: 25 58,4 36,3 τ aj S σj Sτj Sj 12,3 15,3 5,2 8,5 18 5,05 14,52 7,33 Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH => Nhìn vào bảng ta thấy cho phép S j ≥ [S ] : [S] = 1,5…2,5 hệ số an toàn Tài liệu tham khảo: [1] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động khí Tập1 SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: 26 Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH [2] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động khí Tập2 Nxb Giáo dục [3] Trần Quốc Hùng – Dung sai – kỹ thuật đo Nxb ĐH Quốc gia TP.HCM SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: 27 ... 17 Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH ⇒ X a1 = − Fk + Ft1 − X b1 = −300 + 1188 ,247 − 777,831 = 231,51 ( N ) BIỂU ĐỒ MÔMEN TRỤC I: SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: 18 Tiểu luận Nguyên. .. x 127 Đường kính vòng chia đĩa xích dẫn d1 139,9 Đường kính vòng chia đĩa xích bị dẫn d2 418,54 Khoảng cách trục SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH... trục máy công tác: nct = n2 = 144(v / ph) un Tmct = 9,55.106 pmct = 196968( Nmm) nmct SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh Trang: Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy GVHD: VĂN HỮU THỊNH Trục Thông số Động I II Máy