thiết kế hệ thống dẫn động tời kéo
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (490.33 KB, 39 trang )
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 1
ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA
KHOA SƯ PHẠM KỸ THUẬT
0000
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
ĐỀ SỐ II
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG TỜI KÉO
Họ và tên học sinh : Bùi Phước Huân
Lớp : 08N2 Ngành : CN Nhiệt – Điện lạnh
Giáo viên hướng dẫn : Phạm Phú Lý
Thời gian hoàn thành đồ án : 10 tuần
M
1,3M
M
0,3M
t
15ph15ph
40ph
2s
P
V
5
4
3
2
1
SỐ LIỆU CHO TRƯỚC : GHI CHÚ :
1. Lực kéo dây cáp : P = 2905 N
2. Vận tốc kéo cáp : V = 0,99 m/s 1. Động cơ điện
3. Đường kính tang D = 725 mm 2. Bộ truyền đai dẹt
4. Tải thay dổi, rung động vừa. 3. Hộp giảm tốc
5. Thời gian phục vụ T = 6 năm 4. Nối trục đàn hồi
Một năm làm việc 285 ngày, một ngày làm việc 14 giờ 5. Tang
Làm việc hai chiều.
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 2
LỜI NÓI ĐẦU
Đối với nhiều ngành trong các trường kỹ thuật sau khi học xong phần lý thuyết sẽ
bước sang giai đoạn làm đồ án môn học. Đối với môn học cơ sở thiết kế máy cũng không
ngoại lệ.
Thiết kế chi tiết máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu, là cơ sở tính toán và
thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiết máy. Đây là đề tài thiết kế chính xác
đầu tiên của sinh viên các ngành liên quan đến cơ khí chế tạo máy. Nhiệm vụ chung là thiết
kế hệ thống dẫn động từ động cơ đến cơ cấu chấp hành.
Đề tài: “ Thiết kế hệ thống dẫn động tời kéo với hộp giảm tốc khai triển”. Ưu và nhược
điểm của loại này là:
Ưu điểm:
- Kết cấu đơn giản, số lượng các chi tiết máy trong hộp ít.
- Phương án cố định các bánh răng, ổ trên trục, trên gối đỡ dễ thực hiện.
- Độ chính xác về vị trí tương đối giữa các trục không yêu cầu cao lắm.
- Điều chỉnh sự ăn khớp của các cặp bánh răng, khe hở của các ổ lăn dễ dàng.
- Giá thành thấp.
Nhược điểm:
- Bánh răng phân bố không đối xứng so với gối đỡ trục, làm tăng sự tập trung tải trọng
trên một phần của răng.
- Tải trọng phân bố không đều trên hai ổ trục, kích thước của ổ được chọn theo tải
trọng lớn, do đó khối lượng hộp giảm tốc khai triển thường lớn hơn các loại hộp
giảm tốc khác.
Hộp giảm tốc khai triển được dùng khá rộng rãi trong các hệ thống dẫn động.
Tuy còn mang nặng tính lý thuyết nhưng đồ án loại này đã giúp sinh viên bước đầu
làm quen và hoàn thiện dần kĩ năng đào sâu nghiên cứu. Nó giúp sinh viên ý thức hơn về
công việc của mình.
Do đây là lần đầu tiên làm đồ án nên không khỏi tránh được những thiếu sót trong quá trình
tính toán thiết kế. Mong quí thầy cô chỉ bảo tận tình để giúp mỗi sinh viên hoàn thiện hơn kĩ
năng của mình.
Xin chân thành cám ơn quí thầy cô!
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 3
PHẦN THIẾT KẾ
I. Tính thông số động học của hệ dẫn động:
1. Chọn động cơ điện:
a. Xác định công suất:
Từ các số liệu: Lực kéo dây cáp: F = 2905 N
Vận tốc kéo cáp: V = 0,99 m/s
Công suất trên trục công tác:
ct
F. V 2905.0,99
P = 2,88
1000 1000
(kW)
Công suất của động cơ:
ct
dc
P
P =
: Hiệu suất bộ truyền:
1
n
i
i
4 2
1
. . .
n
i d ol br k
i
Tra bảng 2-1/27 ta có hiệu suất của:
Bộ truyền đai η
d
= 0,95 – 0,96 Chọn η
đ
= 0,96
Cặp ổ lăn η
ol
= 0,99 – 0,995 Chọn η
ol
= 0,99
Bộ truyền bánh răng trụ η
br
= 0,96 – 0,98 Chọn η
br
= 0,97
Khớp nối η
k
= 0,99 – 1 Chọn η
k
= 0,99
0,96 . 0,99
4
. 0,97
2
. 0,99
= 0,86
Vậy
ct
dc
P 2,88
P 3,35( )
0,86
kW
b. Xác định tốc độ đồng bộ:
n
sơ bộ
= n
côngtác .
u
sơ bộ
Với
ct
60000 . 60000.0,99
n = 26( / )
. .725
v
vong phut
D
D Đường kính tang
Mà ta có u
sơ bộ
= u
sbHộp .
u
sbNgoài
Tra bảng 2-2/32 ta có:
u
sbHộp
= 8 - 40 Chọn u
sbHộp
= 12,3 ( Hộp khai triển )
u
sbNgoài
= 2 - 4 Chọn u
sbNgoài
= 3 ( Đai dẹt )
=> u
sơ bộ
= u
sbHộp .
u
sbNgoài
= 12,3. 3 = 36,9
=> n
sơ bộ
= n
côngtác .
u
sơ bộ
= 26.36,9 = 959 (vong/phut)
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 4
c. Chọn động cơ:
Từ bảng 2P/322 Chọn động cơ AO2-42-6 với các chỉ số như sau:
Công suât P = 4,0 kW
vân tôc quay: n = 960 /
Khôi luong : 65 (kg)
Hiêu suât : = 84,5%
vong phut
AO2 42 6
2. Phân phối tỷ số truyền:
a. Xác định chung:
960
36,9
26
dc
chung
ct
n
u
n
Mà
.
36,9
12,3
3
3
chung Hop Ngoai
chung
Hop
Ngoai Ngoai
u u u
u
u
u
u
b. Phân phối tỷ số truyền:
Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc ta chọn
phương pháp bôi trơn dầu ta chọn: u
1
= (1,2 ÷ 1,3) . u
2
Mà
2
1 2 2
2
1 2
. 1,2.
12,3
3,2
1,2 1,2
1,2. 1,2.3,2 3,84
Hop
Hop
u u u u
u
u
u u
Tỷ số truyền của
Ngoai dai
u u
36,9
3
12,3
chung
Ngoai dai
hop
u
u u
u
3. Tính toán các thông số động học :
a. Công suất:
. 2905.0,99
2,88( )
1000 1000
ct
F V
P kW
3
2,88
2,94( )
. 0,99.0,99
ct
k ot
P
P kW
3
2
2,94
3,06( )
. 0,99.0,97
Br ol
P
P kW
2
1
3,06
3,19( )
. 0,97.0,99
Br ol
P
P kW
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 5
'
1
3,19
3,36( )
. 0,96.0,99
dc
d ol
P
P kW
b. Tốc độ quay:
1
1
2
1
2
3
2
3
960 /
960
320 /
3
320
83,3 /
3,84
83,3
26 /
3, 2
26 /
dc
dc
d
ct
n vong phut
n
n vong phut
u
n
n vong phut
u
n
n vong phut
u
n n vong phut
c. Mômen xoắn trên trục:
6
9,55.10
i
i
i
P
M
n
Mômen xoắn trên trục động cơ:
'
' 6 6
3,36
9,55.10 9,55.10 33425 .
960
dc
dc
dc
P
M N mm
n
Mômen xoắn trên trục 1:
6 6
1
1
1
3,19
9,55.10 9,55.10 95200 .
320
P
M N mm
n
Mômen xoắn trên trục 2:
6 6
2
2
2
3,06
9,55.10 9,55.10 350816 .
83,3
P
M N mm
n
Mômen xoắn trên trục 3:
6 6
3
3
3
2,94
9,55.10 9,55.10 1079885 .
26
P
M N mm
n
Mômen xoắn trên trục công tác:
6 6
2,88
9,55.10 9,55.10 1057846 .
26
ct
ct
ct
P
M N mm
n
Bảng thông số động học:
Động cơ 1 2 3 Công tác
P (kW) 3,36 3,19 3,06 2,94 2,88
u u
đai
= 3 u
1
= 3,84 u
2
= 3,2 u
k
= 1
n (vg/p) 960 320 83,3 26 26
M (N.mm) 33425
95200 350816 1079885 1057846
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 6
II. Tính toán bộ truyền ngoài
Bộ Truyền đai dẹt
Ta có:
Công suất trên trục động cơ: P
độngcơ
= 3,36 (kW)
Tốc độ quay: n
độngcơ
= 960 (vong/phut)
Tỉ số truyền: u
đai
= 3
Mômen xoắn trên trục động cơ: M
động cơ
= 33425 (N.mm)
1. Chọn loại đai
Chọn loại đai vải cao su, vì có sức bền và tính đàn hồi cao, ít chịu ảnh hưởng của của
nhiệt độ và độ ẩm.
2. Xác định đường kính bánh đai:
Đường kính bánh đai nhỏ:
3 3
1
3,36
(1100 1300). (1100 1300). (167 197) [ ]
960
d
P
D mm
n
Trong đó: P Công suất trên trục dẫn, kW.
n Số vòng quay trong 1 phút của trục dẫn.
Theo bảng 5-1/85 chọn đường kính D
d1
= 180 (mm).
Vận tốc vòng:
1
. .
.180.960
9 / (25 30) /
60.1000 60.1000
d
D n
v m s m s
Nằm trong phạm vi cho phép.
Lấy ξ = 0,01
Đường kính bánh đai lớn:
2 1
. .(1 ) 3.180.(1 0,01) 534,6( )
d d
D u D mm
Theo bảng 5-1/85 chọn đường kính D
d2
= 560 (mm)
Số vòng quay thực trong 1 phút của bánh bị dẫn:
1
1
2
180
' (1 ). . (1 0,01). .960 305,5( / )
560
d
dc
d
D
n n vong phut
D
Sai số về số vòng quay so với yêu cầu:
305,5 320
4.5%
320
n
Sai số ∆n nằm trong phạm vi cho phép (3 ÷ 5)%, do đó không cần chọn lại D
d2
.
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 7
3. Định khoảng cách trục A và chiều dài đai L:
Chiều dài tối thiểu của đai:
min
ax
9
3( ) 3000( )
3
m
v
L m mm
u
[u
max
= (3÷5)]
Lấy L
min
= 3000 (mm)
Tính A theo L
min
:
2 2
min 2 1 min 2 1 2 1
2. .( ) [2. .( )] 8.( )
8
d d d d d d
L D D L D D D D
A
2 2
2.3000 .(560 180) [2.3000 .(560 180)] 8.(560 18
0)
8
=899(mm)
Kiểm nghiệm điều kiện: A ≥ 2.(D
d1
+ D
d2
)
899( ) 2.(180 560) 1480( )
A mm mm
Chọn lại A = 1480mm.
2
2
2 1
2 1
( )
(560 180)
2. .( ) 2.1480 .(560 180)
2 4. 2 2.1480
d d
d d
D D
L A D D
A
=4171(mm)
Tùy theo cách nối đai, tăng thêm chiều dài đai khoảng 100 ÷ 400mm.
4. Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh nhỏ:
2 1
1
560 180
180 .57 180 .57 165 21' 150
1480
o o o o o o
d d
D D
A
Điều kiện được thỏa mãn.
5. Xác định tiết diện đai:
Chiều dày đai δ được chọn theo tỷ số
1
1
40
d
D
theo bảng 5-2/86:
Vậy
1
180
4,5( )
40 40
d
D
mm
Theo bảng 5-3/87 chọn đai vải cao su loại A có chiều dày δ = 4,5mm.
Lấy ứng suất căng ban đầu σ
o
= 1,8N/mm
2
, theo trị số
1
180
40
4,5
d
D
tra trong bảng
5-5/89 tìm được [σ
p
]
o
= 2,25 N/mm
2
.
Các hệ số:
C
t
= 0,9 Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng, tra bảng 5-6/89.
C
α
= 0,95 Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm, tra bảng 5-7/90.
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 8
C
v
= 0,99 Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc, tra bảng 5-8/90.
C
b
= 1 Hệ số xét đến sự bố trí bộ truyền, tra bảng 5-9/91.
Chiều rộng của đai:
0
1000. 1000.3,36
43,56( )
. .[ ] . . . . 9.4,5.2,25.0,9.0,95.0,99.1
p t v b
P
b mm
v C C C C
Theo bảng 5-4/88 chọn chiều rộng của đai:
b = 45 (mm)
6. Xác định chiều rộng B của bánh đai:
Theo bảng 5-10/91 ứng với chiều rộng của đai b = 45 (mm) ta tìm được:
Chiều rộng B của bánh đai: B = 60 (mm).
7. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng ban đầu được tính theo công thức:
0 0
. .
S b
Trong đó:
δ = 4,5 Chiều dày đai, mm .
σ
0
= 1,8 Ứng suất căng ban đầu, N/mm
2
.
b
= 45 Chiều rộng của đai, mm.
0 0
. . 1,8.45.4,5 364,5( )
S b N
Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức:
1
165 21'
3. .sin 3.364,5.sin 1085( )
2 2
o
o
R S N
III. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
1. Chọn vật liệu:
Với đặc tính của động cơ đã chọn cùng yêu cầu của đầu bài ra và quan điểm thống nhất
hóa trong thiết kế nên ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau
Cụ thể theo bảng 3-8/40 ta chọn :
Bánh nhỏ: thép 55 thường hóa có
2 2
1 1
660 / , 330 /
b ch
N mm N mm
.
HB
1
= 220. (Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi dưới 100mm).
Bánh lớn: thép 45 thường hóa có
2 2
2 2
600 / , 300 /
b ch
N mm N mm
.
HB
2
= 220. (Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi dưới 100mm).
A. Bộ truyền cấp nhanh: Bánh trụ răng thẳng, tỉ số truyền u
1
= 3,84
2. Xác định ứng suất cho phép:
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 9
a. Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Số chu kỳ tương đương:
3
max
60. . . .
i
td i i
M
N u n T
M
trong đó:
u Số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng.
M
i
; n
i
; T
i
Momen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh
răng làm việc ở chế độ i.
M
max
Momen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng.
N
o
Số chu kỳ cơ sở đường cong mỏi tiếp xúc.
k
N
’
Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc.
Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ:
3
3 3 6
1
max
3 3
60. . . . 60.1. 1. 0,3 . .320.(6.285.14) 177.10
8 8
i
td i i
M
N u n T
M
N
td1
= 177.10
6
> N
o
= 10
7
=> k
N1
’
= 1
Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:
3
3 3 6
2
max
3 3
60. . . . 60.1. 1. 0,3 . .83,3.(6.285.14) 46.10
8 8
i
td i i
M
N u n T
M
N
td1
= 46.10
6
> N
o
= 10
7
=> k
N2
’
= 1
Tra theo bảng 3-9/43 có: [σ]
Notx
= 2,6HB
[σ]
tx
= [σ]
Notx
. k
N
’
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
[σ]
tx2
= [σ]
Notx
. k
N2
’
= 2,6.220.1= 572 (N/mm
2
)
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
[σ]
tx1
= [σ]
Notx
. k
N1
’
= 2,6.220.1= 572 (N/mm
2
)
Để tính ứng suất bền ta dùng trị số nhỏ là:
[σ]
tx
= [σ]
tx2
= [σ]
tx1
= 572 (N/mm
2
)
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
2
2
ax
2,8. 2,8.300 840 N / mm
tx ch
m
b. Ứng suất uốn cho phép:
Số chu kỳ tương đương:
max
60. . . .
m
i
td i i
M
N u n T
M
Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ:
6
6 6 6
1
max
3 3
60. . . . 60.1. 1 . 0,3 . .320.(6.285.14) 177.10
8 8
i
td i i
M
N u n T
M
N
td1
= 177.10
6
> N
o
= 5.10
6
=> k
N1
’’
= 1
Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:
6
6 6 6
2
max
3 3
60. . . . 60.1. 1 . 0,3 . .83,3.(6.285.14) 46.10
8 8
i
td i i
M
N u n T
M
N
td1
= 46.10
6
> N
o
= 5.10
6
=> k
N2
’’
= 1
N
o
Số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn.
k
N
’’
Hệ số chu kỳ ứng suất uốn.
m Bậc đường cong mỏi uốn, lấy m= 6 đối với thép thường hoá.
u Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng.
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 10
Giới hạn mỏi uốn của thép 55: σ
-1
= 0,4. σ
b1
= 0,4.660 = 264 (N/mm
2
)
Giới hạn mỏi uốn của thép 45: σ
-1
= 0,4. σ
b2
= 0,4.600 = 240 (N/mm
2
)
Hệ số an toàn n= 1,5; Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K
σ
= 1,8.
Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động nên tính ứng suất uốn cho phép bằng
công thức sau:
1
0
1,4 1,6 . . ''
. ''
. .
N
N
u
K
K
n K n K
Bánh nhỏ:
1
1,5.264
146,7
1,5.1,8
u
(N/mm
2
)
Bánh lớn:
2
1,5.240
133,3
1,5.1,8
u
(N/mm
2
)
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
2
1 1
ax
0,8. 0,8.330 264 N / mm
u ch
m
2
2 2
ax
0,8. 0,8.300 240 N / mm
u ch
m
3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K:
K
sb
= K
tt
.K
d
= 1,3
Với: K
tt
Hệ số tập trung tải trọng
K
d
Hệ số tải trọng động
4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng ψ
A
Đối với bộ truyền bánh răng trụ:
b
A
A
Với: A; b Khoảng cách trục và chiều dài răng [mm]
Chọn ψ
A
= 0,3
5. Tính sơ bộ khoảng cách trục:
2
6
3
2
1,05.10 .
1 . .
. .
A
tx
K P
A u
u n
Với: P Công suất bộ truyền
ψ
A
Hệ số chiều rộng bánh răng
n
2
Số vòng quay trong 1 phút của bánh bị dẫn
2
6
3
1,05.10 1,3.3,19
3,84 1 . 162,6( )
572.3,84 0,3.83,3
A mm
Chọn A
sb
= 163 (mm)
6. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:
Vận tốc vòng của bánh răng trụ:
1
1 1
2. . .
. . 2. .163.320
1,13( / )
60.1000 60.1000.( 1) 60.1000.(3,84 1)
sb
A n
d n
v m s
u
Theo bảng 3-11/46 chọn cấp chính xác 9 để chế tạo bánh răng.
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 11
7. Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A
Ta có:
1 3,84 1
. 0,3. 0,726
2 2
d A
u
Với
0,726
d
tra bảng 3-12/47 có: K
tt bang
= 1,1.
1
1,1 1
1,05
2 2
ttbang
tt
K
K
Với cấp chính xác 9 và vận tốc vòng v = (1÷3) m/s tra bảng 3-13/48 tìm được:
K
d
= 1,45
Vậy hệ số tập trung tải trọng K = K
tt
.K
d
= 1,05.1,45 = 1,523 khác nhiều so với trị số dự
đoán (K= 1,3) nên cần tính lại khoảng cách trục A.
3
3
1,523
. 163. 171,8( )
1,3
sb
sb
K
A A mm
K
Lấy chính xác A = 172 (mm)
8. Xác định môđun, số răng và chiều rộng bánh răng:
Môđun:
(0,01 0,02). (0,01 0,02).172 (1,72 3,44)( )
m A mm
Tra 3-1/34 lấy m = 2,5 (mm)
Số răng bánh nhỏ:
1
2. 2.172
28,43
.( 1) 2,5.(3,84 1)
A
Z
m u
Lấy Z
1
= 28
Số răng bánh lớn:
Z
2
= u.Z
1
= 3,84.28 = 107,52
Lấy Z
2
= 108
Chiều rộng bánh răng:
b = ψ
A
.A = 0,3.172 = 51,6 (mm)
Lấy b = 52 (mm)
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Đối với bánh răng trụ răng thẳng:
td
Z Z
Bánh nhỏ:
1 1
28
td
Z Z
Bánh lớn:
2 2
108
td
Z Z
Hệ số dạng răng tra bảng 3-18/52:
Bánh nhỏ: y
1
= 0,442
Bánh lớn: y
2
= 0,517
Kiểm nghiệm ứng suất uốn theo công thức :
6
2
19,1.10 . .
. . . .
u
u
K P
y m Z nb
Bánh nhỏ:
6
2
1
2
19,1.10 .1,523.3,19
72( / )
0,442.2,5 .28.320.52
u
N mm
2
1
1
146,7( / )
u
u
N mm
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 12
Bánh lớn:
2
1
2 1
2
0,442
. 72. 61,6( / )
0,517
u u
y
N mm
y
2
2
2
133,3( / )
u
u
N mm
10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn.
Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc:
3
6
ax
2
( 1) . . .
1,05.10
. .
. .
qt
txqt tx qt tx
m
u K P K
K
Au b n
6 3
1,05.10 (3,84 1) .1,523.3,19.1,8
.
172.3,84 52.83,3
2 2
ax
760( / ) 840( / )
tx
m
N mm N mm
Hệ số quá tải K
qt
= 1,8 ; ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số cho phép đối với bánh lớn
và bánh nhỏ.
Kiểm nghiệm sức bền uốn:
max
.
uqt u qt u
K
Bánh nhỏ:
2 2
1 1
max
72.1,8 130( / ) 264( / )
uqt u
N mm N mm
Bánh lớn:
2 2
2 2
max
61,6.1,8 111( / ) 240( / )
uqt u
N mm N mm
11. Các thông số chủ yếu của bộ truyền:
Thông số
Kí
hiệu
Công thức tính
Kết
quả
Đơn
vị
Mô đun m 2,5 mm
Tỉ số truyền u 3,84
Khoảng cách trục A
172 mm
Số bánh răng
Z
1
Z
2
28
108
Răng
Răng
Chiều rộng bánh
răng
b
b
1
b
2
= b
1
- 5
52
46
mm
mm
Đường kính vòng
chia
d
d
1
=m.Z
1
d
2
=m.Z
2
70
270
mm
mm
Đường kính vòng
đỉnh răng
d
a
d
a1
=d
1
+2.m
d
a2
=d
2
+2.m
75
275
mm
mm
Đường kính vòng
đáy răng
d
f
d
f1
=d
1
– 2,5.m
d
f2
=d
2
– 2,5.m
63,75
263,75
mm
mm
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 13
12. Tính lực tác dụng lên trục:
Lực vòng:
6
1
2.
2.9,55.10 .3,19
2720( )
70.320
x
t
M
F N
d
Lực hướng tâm:
1 1
. 2720. 20 990( )
o
r t
F F tg tg N
B. Bộ truyền cấp chậm: Bánh trụ răng nghiêng, tỉ số truyền u
2
= 3,2
2. Xác định ứng suất cho phép:
a) Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Số chu kỳ tương đương:
3
max
60. . . .
i
td i i
M
N u n T
M
trong đó:
u Số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng.
M
i
; n
i
; T
i
Momen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh
răng làm việc ở chế độ i.
M
max
Momen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng.
N
o
Số chu kỳ cơ sở đường cong mỏi tiếp xúc.
k
N
’
Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc.
Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ:
3
3 3 6
1
max
3 3
60. . . . 60.1. 1. 0,3 . .320.(6.285.14) 177.10
8 8
i
td i i
M
N u n T
M
N
td1
= 177.10
6
> N
o
= 10
7
=> k
N1
’
= 1
Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:
3
3 3 6
2
max
3 3
60. . . . 60.1. 1. 0,3 . .83,3.(6.285.14) 46.10
8 8
i
td i i
M
N u n T
M
N
td1
= 46.10
6
> N
o
= 10
7
=> k
N2
’
= 1
Tra theo bảng 3-9/43 có: [σ]
Notx
= 2,6HB
[σ]
tx
= [σ]
Notx
. k
N
’
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
[σ]
tx2
= [σ]
Notx
. k
N2
’
= 2,6.220.1= 572 (N/mm
2
)
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
[σ]
tx1
= [σ]
Notx
. k
N1
’
= 2,6.220.1= 572 (N/mm
2
)
Để tính ứng suất bền ta dùng trị số nhỏ là:
[σ]
tx
= [σ]
tx2
= [σ]
tx1
= 572 (N/mm
2
)
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
2
2
ax
2,8. 2,8.300 840 N / mm
tx ch
m
b) Ứng suất uốn cho phép:
Số chu kỳ tương đương:
max
60. . . .
m
i
td i i
M
N u n T
M
Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ:
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 14
6
6 6 6
1
max
3 3
60. . . . 60.1. 1 . 0,3 . .320.(6.285.14) 177.10
8 8
i
td i i
M
N u n T
M
N
td1
= 177.10
6
> N
o
= 5.10
6
=> k
N1
’’
= 1
Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:
6
6 6 6
2
max
3 3
60. . . . 60.1. 1 . 0,3 . .83,3.(6.285.14) 46.10
8 8
i
td i i
M
N u n T
M
N
td1
= 46.10
6
> N
o
= 5.10
6
=> k
N2
’’
= 1
N
o
Số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn.
k
N
’’
Hệ số chu kỳ ứng suất uốn.
m Bậc đường cong mỏi uốn, lấy m= 6 đối với thép thường hoá.
u Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng.
Giới hạn mỏi uốn của thép 55: σ
-1
= 0,4. σ
b1
= 0,4.660 = 264 (N/mm
2
)
Giới hạn mỏi uốn của thép 45: σ
-1
= 0,4. σ
b2
= 0,4.600 = 240 (N/mm
2
)
Hệ số an toàn n= 1,5; Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K
σ
= 1,8.
Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động nên tính ứng suất uốn cho phép bằng
công thức sau:
1
0
1,4 1,6 . . ''
. ''
. .
N
N
u
K
K
n K n K
Bánh nhỏ:
1
1,5.264
146,7
1,5.1,8
u
(N/mm
2
)
Bánh lớn:
2
1,5.240
133,3
1,5.1,8
u
(N/mm
2
)
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
2
1 1
ax
0,8. 0,8.330 264 N / mm
u ch
m
2
2 2
ax
0,8. 0,8.300 240 N / mm
u ch
m
3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K:
K
sb
= K
tt
.K
d
= 1,3
Với: K
tt
Hệ số tập trung tải trọng
K
d
Hệ số tải trọng động
4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng ψ
A
Đối với bộ truyền bánh răng trụ:
b
A
A
Với: A; b Khoảng cách trục và chiều dày răng [mm]
Chọn ψ
A
= 0,3
5. Tín sơ bộ khoảng cách trục:
2
6
3
2
1,05.10 .
1 .
. . '.
A
tx
K P
A u
u n
Với: P Công suất bộ truyền
ψ
A
Hệ số chiều rộng bánh răng
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 15
n
2
Số vòng quay trong 1 phút của bánh bị dẫn
θ‘ Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải
Chọn θ‘ = 1,25
2
6
3
1,05.10 1,3.3,06
3,2 1 . . 215( )
572.3,2 0,3.1,25.26
A mm
Chọn A
sb
= 215 (mm)
6. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:
Vận tốc vòng của bánh răng trụ:
11 1
2. . . 2. .215.83,3
0,45( / )
60.1000 60.1000.( 1) 60.1000.(3,2 1)
sb
A nd n
v m s
u
Theo bảng 3-11/46 chọn cấp chính xác 9 để chế tạo bánh răng.
7. Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A
Ta có:
1 3,2 1
. 0,3. 0,63
2 2
d A
u
Với
0,63
d
tra bảng 3-12/47 có: K
ttbang
= 1,08
1
1,08 1
1,04
2 2
ttbang
tt
K
K
Giả sử
2,5.
sin
n
m
b
, cấp chính xác 9 và vận tốc vòng v < 3 m/s tra bảng 3-14/48 tìm được:
K
d
= 1,2.
Vậy hệ số tập trung tải trọng K=K
tt
.K
d
= 1,04.1,2 = 1,248 không khác nhiều so với trị số
dự đoán (K= 1,3) nên không cần tính lại khoảng cách trục A.
Lấy chính xác A = 215 (mm)
8. Xác định môđun, số răng và chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của răng:
Môđun pháp:
(0,01 0,02). (0,01 0,02).215 (2,15 4,3)( )
n
m A mm
Tra 3-1/34 lấy m
n
= 3 (mm)
Sơ bộ chọn góc nghiêng β = 10
o
; cosβ =0,985
Số răng bánh nhỏ:
1
2. . os 2.215.0,985
33,6
.( 1) 3.(3,2 1)
n
Ac
Z
m u
Lấy Z
1
= 34
Số răng bánh lớn:
Z
2
= u.Z
1
= 3,2.34 = 108,8
Lấy Z
2
= 108
Tính chính xác góc nghiêng β
1 2
( ).
(34 108).3
os 0,99
2. 2.215
n
Z Z m
c
A
8
o
Chiều rộng bánh răng:
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 16
b = ψ
A
.A = 0,3.225 = 64,5 (mm)
Lấy b = 65 (mm)
Chiều rộng b thỏa mãn diều kiện:
2,5.
2,5.3
54( )
sin sin8
n
o
m
b mm
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Đối với bánh răng trụ răng thẳng:
2
os
td
Z
Z
c
Bánh nhỏ:
1
1
2 2
34
35
s 0,99
td
Z
Z
co
Bánh lớn:
2
2
2 2
108
110
s 0,99
td
Z
Z
co
Hệ số dạng răng tra bảng 3-18/52:
Bánh nhỏ: y
1
= 0,464
Bánh lớn: y
2
= 0,517
Chọn
'' 1,5
Kiểm nghiệm ứng suất uốn theo công thức :
6
2
19,1.10 . .
. . . . . ''
u
u
K P
y m Z n b
Bánh nhỏ:
6
2
1
2
19,1.10 .1,248.3,06
63( / )
0,464.3 .34.83,3.65.1,5
u
N mm
2
1
1
146,7( / )
u
u
N mm
Bánh lớn:
2
1
2 1
2
0,464
. 63. 56,5( / )
0,517
u u
y
N mm
y
2
2
2
133,3( / )
u
u
N mm
10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn.
Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc:
3
6
ax
2
( 1) . . .
1,05.10
. .
. . . '
qt
txqt tx qt tx
m
u K P K
K
Au bn
6 3
1,05.10 (3,2 1) .1,248.3,06.1,8
.
215.3,2 65.26.1,25
2 2
ax
749( / ) 840( / )
tx
m
N mm N mm
Hệ số quá tải K
qt
= 1,8 ; ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số cho phép đối với bánh lớn
và bánh nhỏ.
Kiểm nghiệm sức bền uốn:
max
.
uqt u qt u
K
Bánh nhỏ:
2 2
1 1
max
63.1,8 113( / ) 264( / )
uqt u
N mm N mm
Bánh lớn:
2 2
2 2
max
24.56,5 102( / ) 240( / )
uqt u
N mm N mm
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 17
11. Các thông số chủ yếu của bộ truyền:
Thông số
Kí
hiệu
Công thức tính
Kết
quả
Đơn
vị
Mô đun m
n
3 mm
Tỉ số truyền u 3,2
Khoảng cách trục A
215 mm
Góc nghiêng β
8
o
Độ
Số bánh răng
Z
1
Z
2
34
108
Răng
Răng
Chiều rộng bánh
răng
b
b
1
b
2
= b
1
- 5
65
59
mm
mm
Đường kính vòng
chia
d
d
1
=m.Z
1
d
2
=m.Z
2
102
324
mm
mm
Đường kính vòng
đỉnh răng
d
a
d
a1
=d
1
+2.m
d
a2
=d
2
+2.m
108
330
mm
mm
Đường kính vòng
đáy răng
d
f
d
f1
=d
1
– 2,5.m
d
f2
=d
2
– 2,5.m
94,5
316,5
mm
mm
12. Tính lực tác dụng lên trục:
Lực vòng:
6 6
2
2.
2.9,55.10 . 2.9,55.10 .3,06
6879( )
. 83,3.102
x
t
M
P
F N
d n d
Lực hướng tâm:
1
2
.
6879. 20
2528( )
os cos8
o
t
r
o
F tg
tg
F N
c
Lực dọc trục:
2 2
. 6879. 8 967( )
o
a t
F F tg tg N
IV. THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
A. Thiết kế trục
1. Chọn vật liệu:
Chọn thép 45 có: Độ rắn = (170÷220)HB ;
σ
b
= 600 MPa ; σ
c
= 360MPa ; thường hóa.
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 18
2. Tính đường kính sơ bộ của trục:
Theo công thức
3
.
P
d C
n
.
Trong đó:
C Hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép, đối với đầu trục vào và trục
truyền chung có thể lấy C = 120
P Công suất truyền, [kW]
n Số vòng quay trong 1 phút của trục
Trục I: P = 3,19 [kW] ; n = 320 [vg/ph]
3
3,19
120. 26( )
320
I
d mm
Trục II: P = 3,06 [kW] ; n = 83,3 [vg/ph]
3
3,06
120. 40( )
83,3
II
d mm
Trục III: P = 2,94 [kW] ; n = 26,1 [vg/ph]
3
2,94
120. 58( )
26
III
d mm
Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng, trong 3 trị số d
I
; d
II
; d
III
trên ta chọn trị số d
II
=
40 [mm] để chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung bình, tra bảng 14P/339 ta có được chiều rộng của ổ B
= 23 [mm].
3. Tính gần đúng trục:
Để tính gần đúng ta xét tác dụng đồng thời của các mômen uốn, mômen xoắn đến sức
bền của trục. Trị số mômen xoắn đã biết, chỉ cần tính trị số mômen uốn.
Ta chọn các kích thước sau:
- Khoảng cách giữa các chi tiết quay: c = 10 mm.
- Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay tới thành trong của hộp: a = 12 mm.
- Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp: l
2
= 10 mm.
- Chiều cao của nắp và đầu bulông: l
3
= 16 mm
- Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt bên bánh đai: l
4
= 15 mm.
- Chiều rộng bánh răng: b
I
= 52 mm ; b
II
= 65 mm
- Chiều rộng bánh đai:B
dai
= 60 mm.
- Chiều rộng của ổ lăn: B = 23 mm.
- Khe hở giữa trục và bánh răng: l
7
= 20 mm
- Chiều dài phần mayơ lắp với trục: l
5
= 60 mm
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 19
TRỤC I:
5
1 4 3
60 23
15 16 72,5( )
2 2 2 2
I
l
B
L l l mm
2 2
23 52
10 12 59,5( )
2 2 2 2
I
I
bB
L l a mm
3 2
52 23
10 65 12 10 134,5( )
2 2 2 2
I
I II
b B
L c b a l mm
Lực tác dụng: R = 1085N
F
t1
= 2720N
F
r1
= 990N
d
1
= 70mm
Tính phản lực ở các gối trục:
1 1 2 3 2
. . .( ) 0
y I r I By I I
mA R L F L R L L
1 1 2
3 2
. . 1085.72,5 990.59,5
709( )
59,5 134,5
I r I
By
I I
R L F L
R N
L L
1
1085 709 990 804( )
Ay By r
R R R F N
2 3 1 2
.( ) . 0
x Bx I I t I
mA R L L F L
1 2
2 3
.
2720.59,5
834( )
59,5 134,5
t I
Bx
I I
F L
R N
L L
1
2720 834 1886( )
Ax t Bx
R F R N
Tính momen uốn ở tiết diện nguy hiểm:
Tiết diện n-n:
/ 1
. 1085.72,5 78663( . )
u n n I
M R L N mm
Tiết diện m-m:
2 2
/
u m m uy ux
M M M
3
. 709.134,5 95361( . )
uy By I
M R L N mm
3
. 834.134,5 112173( . )
ux Bx I
M R L N mm
2 2
/
95361 112173 147229( . )
u m m
M N mm
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 20
Biểu đồ momen:
R
RBx
RBy
Fr1
Ft1
RAx
RAy
n
n
m
m
LI1 LI2
LI3
Moy (N.mm)
95361
78663
112173
95200
Mox
(N.mm)
Moz (N.mm)
B
A
Tính đường kính trục ở 2 tiết diện n-n và m-m:
3
,
0,1.[ ]
td
M
d mm
Với :
2 2
0,75.
td u x
M M M
M
x
, M
u
Momen uốn xoắn ở tết diện tính toán, N.mm
2
[ ] 50[ / ]
N mm
(tra bảng 7-2/119)
Đường kính trục ở tiết diện n-n:
2 2
78663 0,75.95200 113952( . )
td
M N mm
3
113952
28,35( )
0,1.50
n n
d mm
Đường kính trục ở tiết diện m-m:
2 2
147229 0,75.95200 168741( . )
td
M N mm
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 21
3
168741
32,3( )
0,1.50
m m
d mm
Lấy d
n-n
= 30 (mm) đường kính lắp ổ lăn, đường kính đầu trục ra d
ra
= 28(mm),
d
m-m
= 35 (mm) do đoạn trục này có làm rãnh then để cố định bánh răng theo phương
tiếp tuyến. Những trị số đã chọn phù hợp với tiêu chuẩn.
TRỤC II:
1 2
23 52
10 12 59,5( )
2 2 2 2
I
II
bB
L l a mm
2
52 65
10 68,5( )
2 2 2 2
I II
II
b b
L c mm
3 2
65 23
12 10 66( )
2 2 2 2
II
II
b B
L a l mm
Lực tác dụng: Bánh nhỏ Bánh lớn
F
t1
= 6879N F
t2
= 2720N
F
r1
= 2528N F
r2
= 990N
F
a1
= 967N d
2
= 270mm
d
1
= 102mm
Tính phản lực ở các gối trục:
1
2 1 1 2 1 3 2 1 1
. .( ) .( ) . 0
2
y r II r II II Dy II II II a
d
mC F L F L L R L L L F
1
1 1 2 2 1 1
1 2 3
102
.( ) . . 2528.(59,5 68,5) 990.59,5 967.
2 2
59,5 68,5 66
r II II r II a
Dy
II II II
d
F L L F L F
R
L L L
=1110(N)
1 2
2528 1110 990 428( )
Cy r Dy r
R F R F N
2 1 1 1 2 1 2 3
. .( ) .( ) 0
x t II t II II Dx II II II
mC F L F L L R L L L
2 1 1 1 2
1 2 3
. .( ) 2720.59,5 6879.(59,5 68,5)
5373( )
59,5 68,5 66
t II t II II
Dx
II II II
F L F L L
R N
L L L
2 1
2720 6879 5373 4226( )
Cx t t Dx
R F F R N
Tính momen uốn ở tiết diện nguy hiểm:
Tiết diện i-i:
2 2
/
u i i uy ux
M M M
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 22
1
. 428.59,5 25466( . )
uy Cy II
M R L N mm
1
. 4226.59,5 251447( . )
ux Cx II
M R L N mm
2 2
/
25466 251447 252733( . )
u i i
M N mm
Tiết diện j-j:
2 2
/
u j j uy ux
M M M
1
3 1
102
. . 1110.66 967. 122577( . )
2 2
uy Dy II a
d
M R L F N mm
3
. 5373.66 354618( . )
ux Dx II
M R L N mm
2 2
/
122577 354618 375205( . )
u j j
M N mm
Biểu đồ momen:
RDx
RDy
Fr1
Ft1
RCx
RCy
i
i
j
j
Moy (N.mm)
Mox
(N.mm)
Moz (N.mm)
Fa1
C
D
Fr2
Ft2
LII3
LII2
LII1
350816
354618
251447
122577
25466
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 23
Tính đường kính trục ở 2 tiết diện i-i và j-j:
3
,
0,1.[ ]
td
M
d mm
Với :
2 2
0,75.
td u x
M M M
M
x
, M
u
Momen uốn xoắn ở tết diện tính toán, N.mm
2
[ ] 50[ / ]
N mm
(tra bảng 7-2/119)
Đường kính trục ở tiết diện i-i:
2 2
252733 0,75.350816 395193( . )
td
M N mm
3
395193
43( )
0,1.50
i i
d mm
Đường kính trục ở tiết diện j-j:
2 2
375205 0,75.350816 482786( . )
td
M N mm
3
482786
46( )
0,1.50
j j
d mm
Lấy d
i-i
= d
j-j
=50 (mm) do đoạn trục này có làm rãnh then để cố định bánh
răng theo phương tiếp tuyến, đường kính lắp ổ lăn d = 45 (mm). Những trị số đã chọn
phù hợp với tiêu chuẩn.
TRỤC III:
Đầu trục ra của trục III lắp với nửa khớp nối, nhưng để đơn giản phép tính ta
bỏ qua lực P
k
.
1 2
23 65
10 12 52 10 128( )
2 2 2 2
II
III I
bB
L l a b c mm
2 2
65 23
12 10 66( )
2 2 2 2
II
III
b B
L a l mm
Lực tác dụng: F
t1
= 6879N
F
r1
= 2528N
F
a1
= 967N
d
1
= 324mm
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 24
Tính phản lực ở các gối trục:
1
1 1 1 1 2
. . .( ) 0
2
y r III a Fy III III
d
mE F L F R L L
1
1 1 1
1 2
324
. . 2528.128 967.
2 2
128 66
r III a
Fy
III III
d
F L F
R
L L
=2475(N)
1
2528 2475 53( )
Ey r Fy
R F R N
1 1 1 2
. .( ) 0
x t III Fx III III
mE F L R L L
1 1
1 2
.
6879.128
4539( )
128 66
t III
Fx
III III
F L
R N
L L
1
6879 4539 2340( )
Ex t Fx
R F R N
Tính momen uốn ở tiết diện nguy hiểm:
Tiết diện k-k:
2 2
/
u k k uy ux
M M M
1
1 2
324
. 967. 2475.66 320000( . )
2 2
uy a Fy III
d
M F R L N mm
2
. 4539.66 299574( . )
ux Fx III
M R L N mm
2 2
/
320000 299574 438343( . )
u k k
M N mm
GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý Đồ án môn học: Chi Tiết Máy
SVTH: Bùi Phước Huân – Lớp 08N2 Trang 25
Biểu đồ momen:
RFx
RFy
REx
REy
k
k
Moy
(N.mm)
Mox
(N.mm)
Moz (N.mm)
E
F
LIII2
LIII1
Fa1
Ft1
Fr1
1079885
299574
163438
Tính đường kính trục ở tiết diện k-k:
3
,
0,1.[ ]
td
M
d mm
Với :
2 2
0,75.
td u x
M M M
M
x
, M
u
Momen uốn xoắn ở tết diện tính toán, N.mm
2
[ ] 50[ / ]
N mm
(tra bảng 7-2/119)
Đường kính trục ở tiết diện k-k:
2 2
438343 0,75.1079885 1032840( . )
td
M N mm
3
1032840
59,1( )
0,1.50
k k
d mm
