ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP.HCM TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA CƠ KHÍ ………… o0o………… BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S Nguyễn Văn Thạnh THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH MỤC LỤC I ĐỀ BÀI II TÀI LIỆU THAM KHẢO III TÍNH TOÁN THIẾT KẾ Phần 1: Chọn động và phân phối tỉ số truyền Phần 2: Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang Phần 3: Tính toán thiết kế bộ truyền cấp nhanh, cấp chậm Tính thiết kế bộ truyền cấp nhanh (bánh nghiêng) Tính thiết kế bộ truyền cấp chậm (bánh thẳng) 11 Phần 4: Tính trục 14 Trục 14 Trục 17 Trục 19 Phần 5: Chọn ổ lăn 21 Trục 21 Trục 23 Trục 24 I ĐỀ BÀI Vận tốc băng tải: Vbt = 285 1000 +0,78 = 1,065 (m/s) Lực vòng băng tải: Fbt = 85 + 450 =535 (N) Đường kính tang dẫn băng tải: Dbt =400 (mm) Chế độ tải trọng: tải tĩnh Thời gian làm việc: năm Số ca làm việc: ca Số ngày làm việc/năm: 250 ngày/năm ɳol = 0,99 ɳkn = 0,99 ɳbrt = 0,95 ɳbrn = 0,97 ɳđ = 0,98 II TÀI LIỆU THAM KHẢO Sách Cơ sở thiết kế máy, Nguyễn Hữu Lộc, nhà xuất Đại học Quốc gia Tp Hồ Chí Minh Sách Bài tập chi tiết máy, Nguyễn Hữu Lộc, nhà xuất Đại học Quốc gia Tp Hồ Chí Minh III TÍNH TOÁN THIẾT KẾ Phần 1: Chọn động và phân phối tỉ số truyền  Chọn động Công suất trục công tác (tải tĩnh): Pct = Fbt × vbt = 0,57 (kW) 1000 Công suất cần thiết trục động cơ: P= Pct = 0,66 (kW) × ɳbrn × ɳkn × ɳ3ol ɳđ × ɳbrt Tra bảng chọn động cơ: P = 0,75 (kW) vbt = π × Dbt × nbt → nbt = 50,85 (vòng/phút) × 104 nct = nbt = 50,85 (vòng/phút)  ≤ Ubr ≤ Chọn Ubrn = → Ubrt = 1,3 = 2,31 Uđ = Uchung = Uđ × Ubrt × Ubrn = nđc nct → nđc = 704,08 (vòng/phút) Chọn nđb = 750 (vòng/phút) Chọn động 4A90LA8Y3, P = 0,75 (kW), nđc = 705 (vòng/phút) → Uchung = → Uđ = P3 = nđc nct = 705 50,85 = 13,86 Uchung 13,86 = =2 Ubrt × Ubrn 2,31 × Pct 0,57 = = 0,58 (kW) ɳkn × ɳol 0,99 × 0,99 P2 = P3 0,58 = = 0,62 (kW) ɳbrt × ɳol 0,95 × 0,99 P1 = P2 0,62 = = 0,65 (kW) ɳbrn × ɳol 0,97 × 0,99 Pđc = P1 0,65 = = 0,67 (kW) ɳđ × ɳol 0,98 × 0,99 T = 9,55 × 106 × Pi ni Bảng thống kê kết quả: Trục P (kW) U n(vòng/phút) T (N.mm) Động 0,67 705 9075,89 Trục 0,65 Trục 0,62 352,5 17609,93 Trục 0,58 2,31 117,5 50391,49 55,16 100416,97 Công tác 0,57 55,16 98685,64 Phần 2: Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang Pđc = 0,67 (kW) nđc = 705 (vòng/phút) Uđ = Ta có: T = 9.55 × 106 × Pđc nđc = 9.076 (N m) Chọn đai loại Z với bp = 8.5mm; b0 = 10mm; h = 6mm; y0 = 2,1mm; A = 47mm ; d1 = 70÷140mm Đường kính bánh đai nhỏ: d1 = 1,2dmin = 1,2.70 = 84 mm Theo tiêu chuẩn, ta chọn d1 = 90 mm Vận tốc đai: 𝑣1 = 𝜋𝑑1 𝑛1 60000 = 𝜋90.705 60000 = 3,32 𝑚/𝑠 Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối ξ = 0.01 Đường kính bánh đai lớn: d2 = ud1(1- ξ) = 2,128.90(1- 0,01) = 189,60 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 180 mm Tỉ số truyền: 𝑢 = 𝑑2 𝑑1 (1− 𝜉) = 180 90(1−0,01) = 2,02 Sai lệch so với giá trị chọn trước 1% Khoảng cách trục nhỏ nhất: 2(d1 + d2) ≥ a ≥ 0,55(d1 + d2) + h 2(90 + 180) ≥ a ≥ 0,55(90 + 180) + 540 ≥ a ≥ 154,5 mm Ta chọn sơ a = 1,2d2 = 216 mm Uđ = Chiều dài tính toán đai: 𝜋(𝑑2 + 𝑑1 ) (𝑑2 − 𝑑1 )2 𝐿 = 2𝑎 + + 4𝑎 𝜋(180 + 90) (180 − 90)2 = 2.216 + + = 865,49 𝑚𝑚 4.216 Theo bảng 4.3 ta chọn đai có chiều dài L = 900 mm = 0,9 m Số vòng chạy đai giây: 𝑖= 𝑣 3,32 = = 3,69 𝑠 −1 𝐿 0,9 [i] = 10-1, điều kiện thỏa Tính toán lại khoảng cách trục a: 𝑘 =𝐿−𝜋 (𝑑2 + 𝑑1 ) (180 + 90) = 900 − 𝜋 = 475,88 𝑚𝑚 2 ∆= (𝑑2 − 𝑑1 ) (180 − 90) = = 45 2 𝑘 + √𝑘 − 8∆2 475,88 + √475,882 − 452 𝑎= = = 233,61 𝑚𝑚 4 Giá trị a vãn thỏa mãn giá trị cho phép Góc ôm đai bánh đia nhỏ: 𝛼1 = 1800 − 57 (𝑑2 − 𝑑1 ) (180 − 90) = 1800 − 57 = 1580 = 2,76 𝑟𝑎𝑑 𝑎 233,61 Các hệ số sử dụng: 𝛼1 - Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai: 𝐶𝛼 = 1,24 (1 − 𝑒 −110 ) = 0,95 - Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc: 𝐶𝑣 = − 0,05(0,01𝑣 − 1) = 1,04449 - Hệ số xét đến tỉ lệ truyền: 𝐶𝑈 = 1,13 - Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz, ta chọn sơ - Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng: Cr = 0,85 - Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai: 900 𝐿 𝐶𝐿 = √ = √ = 0,938 𝐿0 1320 Theo đồ thị, ta chọn [P0] = 0,5 kW d = 90 mm loại Z Số dây đai xác định theo công thức: 𝑧≥ 𝑃1 0,67 = ≥ 1,5 [𝑃0 ]𝐶𝛼 𝐶𝑢 𝐶𝐿 𝐶𝑧 𝐶𝑟 𝐶𝑣 0,5.0,95.1,13.0,938.1.0,85.1,04449 Ta chọn z = đai Chiều rộng bánh đai: 𝐵 = (𝑧 − 1)𝑡 + 2𝑒 = (2 − 1)12 + 2.8 = 28 𝑚𝑚 Lực căng đai ban đầu: 𝐹0 = 𝐴𝜎0 = 𝑧𝐴1 𝜎0 = 2.47.1,5 = 141 𝑁 Lực căng dây đai: 𝐹0 = 70,5 𝑁 Lực vòng có ích: 𝐹𝑡 = 1000𝑃1 1000.0,67 = = 201,81 𝑁 𝑣1 3,32 Lực vòng dây đai: 100,905 N Hệ số ma sát nhỏ để truyền không bị trượt trơn (giả sử góc biên dạng bánh đai 𝛾 = 380 ): 2𝐹0 + 𝐹𝑡 𝑙𝑛 = 0,65 𝛼 2𝐹0 − 𝐹𝑡 𝛾 = 𝑓 ′ sin ( ) = 0,65 𝑠𝑖𝑛190 = 0,21 𝑓′ = 𝑓𝑚𝑖𝑛 Lực tác dụng lên trục: 𝐹𝑟 ≈ 2𝐹0 sin 𝛼1 = 276,8 𝑁 Ứng suất lớn dây đai: 𝜎𝑚𝑎𝑥 = 𝜎1 + 𝜎𝑣 + 𝜎𝑢1 = 𝜎0 + 0,5𝜎𝑡 + 𝜎𝑣 + 𝜎𝑢1 = 70,5 100,905 × 2,1 + 0,5 × + 1200 × 3,322 × 10−6 + × 100 = 7,25 𝑀𝑃𝑎 47 47 90 Tuổi thọ đai xác định theo công thức: 𝜎𝑟 𝑚 ) 10 ( ) 10 𝜎𝑚𝑎𝑥 7,25 𝐿ℎ = = = 2122,6 2.3600𝑖 2.3600.3,69 ( Phần 3: Tính toán thiết kế bộ truyền cấp nhanh, cấp chậm Tính thiết kế bộ truyền cấp nhanh (bánh nghiêng) P1 = 0,65 (kW) T1= 17609,93 N.mm n1 = 352,5 (vòng/phút) Ubrn = Chọn vật liệu cho bánh dẩn bánh bị dẫn thép 45 Cr cải thiện Theo bảng 6.13 bánh dẫn, ta chọn độ rắn trung bình HB1 250; bánh bị dẫn ta chọn độ rắn trung bình HB2 = 288 Vật liệu có khả chạy rà tốt Số chu kỳ làm việc sở: 𝑁𝐻𝑂1 = 30 × 𝐻𝐵12,4 = 30 × 2502,4 = 1,71 107 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ 𝑁𝐻𝑂2 = 30 × 𝐻𝐵22,4 = 30 × 2282,4 = 1,37 107 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ 𝑁𝐹𝑂1 = 𝑁𝐹𝑂2 = 106 Thời gian sử dụng: Thời gian làm việc: năm, số ca làm việc: ca, số ngày làm việc/năm: 250 ngày/năm 𝐿ℎ = × 250 × × = 20000 (𝑔𝑖ờ) Số chu kỳ làm việc tương đương chế độ tải trọng tĩnh: 𝑁𝐻𝐸 = 𝑁𝐹𝐸 = 60 × 𝐶 × 𝑛 × 𝐿ℎ 𝑁𝐻𝐸1 = 𝑁𝐹𝐸1 = 60 × × 352,5 × 20000 = 42,3 107 𝑁𝐻𝐸2 = 𝑁𝐹𝐸2 = 60 × × 117,5 × 20000 = 14,1 107 𝑁𝐹𝐸 Vì 𝑁𝐻𝐸 > 𝑁𝐻𝑂 nên lấy 𝑁𝐻𝐸 = 𝑁𝐻𝑂 , 𝐾𝐻𝐿 = 1, 𝑁𝐹𝐸 > 𝑁𝐹𝑂 nên lấy = 𝑁𝐹𝑂 , 𝐾𝐹𝐿 = Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc uốn các bánh răng: 𝜎0𝐻 lim = × 250 + 70 = 570𝑀𝑃𝑎; 𝜎0𝐻 lim = × 228 + 70 = 526𝑀𝑃𝑎 𝜎0𝐹 lim = 1,8.250 = 450𝑀𝑃𝑎; 𝜎0𝐹 lim = 1,8.228 = 410,4𝑀𝑃𝑎 Ứng suất tiếp xúc cho phép: [𝜎𝐻 ] = 𝜎0𝐻 𝑙𝑖𝑚 𝑍𝑅 𝑍𝑉 𝐾𝐿 𝐾𝑋𝐻 𝜎0𝐻 𝑙𝑖𝑚 0,9 𝐾𝐻𝐿 = 𝐾𝐻𝐿 𝑠𝐻 𝑠𝐻 Khi cải thiện sH = 1,1 đó: [𝜎𝐻1 ] = 570.0,9 526.0,9 = 466,4 𝑀𝑃𝑎; [𝜎𝐻2 ] = = 430,4 𝑀𝑃𝑎 1,1 1,1 Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán: [𝜎𝐻 ] = [𝜎𝐻2 ] = 430,4 𝑀𝑃𝑎 Ứng suất uốn cho phép, chọn sF = 1,75 ta có: [𝜎𝐹1 ] = 𝜎0𝐹 lim 𝜎0𝐹 lim 𝐾𝐹𝐿 = 257 𝑀𝑃𝑎; [𝜎𝐹2 ] = 𝐾𝐹𝐿 = 234,5 𝑀𝑃𝑎 𝑠𝐹 𝑠𝐹 Do bánh nằm đối xứng trục nên 𝜓𝑏𝑎 = 0,3 ÷ 0,5, chọn 𝜓𝑏𝑎 = 0,4 𝜓𝑏𝑑 = 𝜓𝑏𝑎 (𝑢 + 1) = 0,7 Theo bảng 6.4, chọn 𝐾𝐻𝛽 = 1,02; 𝐾𝐹𝛽 = 1,04 Khoảng cách trục truyền bánh răng: 17609,93.1,02 𝑇1 𝐾𝐻𝛽 √ 𝑎𝜔 = 43(𝑢 + 1)√ = 43(3 + 1) = 74,36 𝑚𝑚 𝜓𝑏𝑎 [𝜎𝐻 ]2 𝑢 0,4 430,42 Theo tiêu chuẫn chọn 𝑎𝜔 = 80 𝑚𝑚 Modun mn = (0,01÷0,02) 𝑎𝜔 = 0,8÷1,6 mm Theo tiêu chuẫn chịn mn = 1,5 mm Từ điều kiện 20 0≥ 𝛽 ≥ 80 , suy ra: 𝑎𝜔 𝑐𝑜𝑠80 𝑎𝜔 𝑐𝑜𝑠200 ≥ 𝑧1 ≥ 𝑚𝑛 (𝑢 ± 1) 𝑚𝑛 (𝑢 ± 1) 2.80 𝑐𝑜𝑠8 2.80 𝑐𝑜𝑠200 ≥ 𝑧1 ≥ 1,5(3 + 1) 1,5(3 + 1) 26,4 ≥ 𝑧1 ≥ 25,1 Ta chọn z1 = 26 răng, suy số bánh bị dẫn z2 = 26.3 = 78 Góc nghiêng răng: 𝛽 = arccos 1,5.26.(3+1) 2.80 = 12,84° Các thông số hình học chủ yếu truyền bánh răng: - Đường kính vòng chia: 𝑑1 = 𝑧1 𝑚𝑛 26.1,5 𝑧2 𝑚𝑛 78.1,5 = = 40 𝑚𝑚; 𝑑2 = = = 120 𝑚𝑚 cos 𝛽 cos 12,84° cos 𝛽 cos 12,84° - Đường kính vòng đỉnh: 𝑑𝑎1 = 𝑑1 + 2𝑚𝑛 = 40 + 2.1,5 = 43 𝑚𝑚; 𝑑𝑎2 = 𝑑2 + 2𝑚𝑛 = 120 + 2.1,5 = 123 𝑚𝑚 - Chiều rộng vành răng: Bánh bị dẫn: 𝑏2 = 𝜓𝑏𝑎 𝑎𝜔 = 0,4.80 = 32 𝑚𝑚 Bánh dẫn: 𝑏1 = 𝑏2 + = 32 + = 37 𝑚𝑚 Vận tốc vành bánh răng: 𝑣= 𝜋𝑑1 𝑛1 𝜋 40.352,5 = = 0,74 𝑚/𝑠 60000 60000 Theo bảng 6.3 chọn cấp xác với vgh = 3m/s Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5, ta chọn: KHV = 1,01; KFV = 1,03 Hệ số phân bố tải trọng không các răng: 𝐾𝐻∝ = 1,13, 𝐾𝐹∝ = + (𝜀𝛼 − 1)(𝑛𝑐𝑥 − 5) + (1 − 1)(9 − 5) = =1 4𝜀𝛼 4.1 Tính toán kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: 𝜎𝐻 = 𝑍𝑀 𝑍𝐻 𝑍𝜀 2𝑇1 𝐾𝐻 (𝑢 ± 1) 274.1,73.0,814 2.17609,93.1,14 (3 + 1) √ √ = 𝑑𝜔1 𝑏𝜔 𝑢 40 32.3 𝜎𝐻 = 394,55 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎𝐻 ] = 526.0,9.0,82.1,02 = 395,95 𝑀𝑃𝑎 Do điều kiện bền tiếp xúc thỏa Xác định số tương đương zv1 zv2: 10 𝑧𝑣1 = 𝑧1 26 𝑧2 78 = ≈ 28; 𝑧 = = ≈ 84 𝑣2 cos 𝛽 cos 12,84° cos 𝛽 cos 12,84° Tính hệ số YF1 YF2 theo số tương đương này: Đối với bánh dẫn: 𝑌𝐹1 = 3,47 + 13,2 𝑧𝑣1 Đối với bánh bị dẫn: 𝑌𝐹2 = 3,47 + = 3,47 + 13,2 𝑧𝑣2 13,2 28 = 3,47 + = 3,94 13,2 84 = 3,63 Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp Kiểm định độ bền uốn: 𝜎𝐹2 = 𝑌𝐹2 𝐹𝑡 𝐾𝐹 𝑌𝜖 𝑌𝛽 2.17609,93.3,63.1,07.1.0,89 = = 63,4 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎𝐹2 ] 𝑏𝜔 𝑚𝑛 40.32.1,5 = 234,5 𝑀𝑃𝑎 Do độ bề uốn thỏa Tính thiết kế bộ truyền cấp chậm (bánh thẳng) P2 = 0,62 (kW) n2 = 117,5 (vòng/phút) Ubrt = 2,31 Momen xoắn trục bánh dẫn T2 = 50391,49 N.mm Chọn vật liệu cho bánh dẫn bánh bị dẫn Chọn thép 45Cr cải thiện Đối với bánh dẫn ta chọn độ rắn trung bình HB1 = 250, bánh bị dẫn ta chọn độ rắng trung bình HB2 = 228 Vật liệu có khẳ chạy tốt Số chu kỳ làm việc sở: 𝑁𝐻𝑂1 = 30 × 𝐻𝐵12,4 = 30 × 2502,4 = 1,71 107 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ 𝑁𝐻𝑂2 = 30 × 𝐻𝐵22,4 = 30 × 2282,4 = 1,37 107 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ 𝑁𝐹𝑂1 = 𝑁𝐹𝑂2 = 106 Số chu kỳ làm việc tương đương chế độ tải trọng tĩnh: 𝑁𝐻𝐸 = 𝑁𝐹𝐸 = 60 × 𝐶 × 𝑛 × 𝐿ℎ 𝑁𝐻𝐸1 = 𝑁𝐹𝐸1 = 60 × × 117,5 × 20000 = 14,1 107 𝑁𝐻𝐸2 = 𝑁𝐹𝐸2 = 60 × × 55,16 × 20000 = 6,62 107 11 𝑁𝐹𝐸 Vì 𝑁𝐻𝐸 > 𝑁𝐻𝑂 nên lấy 𝑁𝐻𝐸 = 𝑁𝐻𝑂 , 𝐾𝐻𝐿 = 1, 𝑁𝐹𝐸 > 𝑁𝐹𝑂 nên lấy = 𝑁𝐹𝑂 , 𝐾𝐹𝐿 = Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc uốn các bánh răng: 𝜎0𝐻 lim = × 250 + 70 = 570 𝑀𝑃𝑎; 𝜎0𝐻 lim = × 228 + 70 = 526 𝑀𝑃𝑎 𝜎0𝐹 lim = 1,8.250 = 450 𝑀𝑃𝑎; 𝜎0𝐹 lim = 1,8.228 = 410,4 𝑀𝑃𝑎 Ứng suất tiếp xúc cho phép: [𝜎𝐻 ] = 𝜎0𝐻 𝑙𝑖𝑚 𝑍𝑅 𝑍𝑉 𝐾𝐿 𝐾𝑋𝐻 𝜎0𝐻 𝑙𝑖𝑚 0,9 𝐾𝐻𝐿 = 𝐾𝐻𝐿 𝑠𝐻 𝑠𝐻 Khi cải thiện sH = 1,1 đó: [𝜎𝐻1 ] = 570.0,9 526.0,9 = 466,4 𝑀𝑃𝑎; [𝜎𝐻2 ] = = 430,4 𝑀𝑃𝑎 1,1 1,1 Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán: [𝜎𝐻 ] = [𝜎𝐻2 ] = 430,4 𝑀𝑃𝑎 Ứng suất uốn cho phép, chọn sF = 1,75 ta có: [𝜎𝐹1 ] = 𝜎0𝐹 lim 𝜎0𝐹 lim 𝐾𝐹𝐿 = 257 𝑀𝑃𝑎; [𝜎𝐹2 ] = 𝐾𝐹𝐿 = 234,5 𝑀𝑃𝑎 𝑠𝐹 𝑠𝐹 Do bánh nằm đối xứng trục nên 𝜓𝑏𝑎 = 0,3 ÷ 0,5, chọn 𝜓𝑏𝑎 = 0,4 𝜓𝑏𝑑 = 𝜓𝑏𝑎 (𝑢 + 1) = 0,7 Theo bảng 6.4, chọn 𝐾𝐻𝛽 = 1,02; 𝐾𝐹𝛽 = 1,04 Khoảng cách trục truyền bánh răng: 50391,49.1,02 𝑇2 𝐾𝐻𝛽 √ 𝑎𝜔 = 50(𝑢 + 1)√ = 50(2,31 + 1) = 110,83 𝑚𝑚 𝜓𝑏𝑎 [𝜎𝐻 ]2 𝑢 0,4 430,42 2,31 Theo tiêu chuẫn chọn 𝑎𝜔 = 125 𝑚𝑚 Modun m = (0,01÷0,02) 𝑎𝜔 = 1,25÷2,5 mm Theo tiêu chuẫn chọn m = 2,5 mm Tổng số răng: 𝑧1 + 𝑧2 = Số bánh dẫn: 𝑧1 = 2𝑎𝜔 𝑚 𝑧1 +𝑧2 𝑢+1 = 2.125 2,5 = 100 𝑟ă𝑛𝑔 ≈ 30,2 12 Chọn z1 = 30 răng; z2 = 70 Tỉ số truyền sau chọn số răng: 𝑢 = 𝑧2 𝑧1 = 70 30 = 2,33 Các thông số hình học chủ yếu truyền bánh răng: - Đường kính vòng chia: 𝑑1 = 𝑧1 𝑚 = 30.2,5 = 75 𝑚𝑚; 𝑑2 = 𝑧2 𝑚 = 70.2,5 = 175 𝑚𝑚 - Đường kính vòng đỉnh: 𝑑𝑎1 = 𝑑1 + 2𝑚 = 75 + 2.2,5 = 80 𝑚𝑚; 𝑑𝑎2 = 𝑑2 + 2𝑚 = 175 + 2.2,5 = 180 𝑚𝑚 - Khỏang cách trục: 𝑎𝜔 = - Chiều rộng vành răng: 𝑚𝑧1 (1+𝑢) = 2,5.30.(1+2,33) = 125 𝑚𝑚 Bánh bị dẫn: 𝑏2 = 𝜓𝑏𝑎 𝑎𝜔 = 0,4.125 = 50 𝑚𝑚 Bánh dẫn: 𝑏1 = 𝑏2 + = 50 + = 55 𝑚𝑚 Vận tốc vành bánh răng: 𝑣= 𝜋𝑑1 𝑛2 𝜋 75.117,5 = = 0,46 𝑚/𝑠 60000 60000 Theo bảng 6.3 chọn cấp xác với vgh = 3m/s Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5, ta chọn: KHV = 1,03; KFV = 1,05 Kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc: 𝜎𝐻 = 𝑍𝑀 𝑍𝐻 𝑍𝜀 2𝑇1 𝐾𝐻𝐵 𝐾𝐻𝑉 (𝑢 + 1) √ 𝑑𝜔1 𝑏𝜔 𝑢 = 275.1,76.0,96 2.50391,49.1,02.1,03(2,33 + 1) √ 75 50.2,33 𝜎𝐻 = 340,82 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎𝐻 ] = 526 1.0,9.0,9.1.1,02 = 395,1 𝑀𝑃𝑎 1,1 Do điều kiện bền tiếp xúc thỏa Hệ số dạng YF: 13 Đối với bánh dẫn: 𝑌𝐹1 = 3,47 + 13,2 𝑧1 Đối với bánh bị dẫn: 𝑌𝐹2 = 3,47 + = 3,47 + 13,2 𝑧2 13,2 30 = 3,47 + = 3,91 13,2 70 = 3,66 Đặc tính so sánh độ bền bánh (độ bền uốn): Bánh dẫn: [𝜎𝐹1 ] 𝑌𝐹1 Bánh bị dẫn: = [𝜎𝐹2 ] 𝑌𝐹2 257 = 65,73 3,91 = 234,5 3,66 = 64,07 Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp Ứng suất uốn tính toán: 𝜎𝐹2 = 2𝑌𝐹2 𝑇𝐼 𝐾𝐹𝛽 𝐾𝐹𝑉 2.3,92.50391,49.1,04.1,05 = 𝑑𝜔1 𝑏𝜔 𝑚 75.50.2,5 𝜎𝐹2 = 46,02 𝑀𝑃𝑎 ≤ 234,5 𝑀𝑃𝑎 Do độ bền uống thỏa Phần 4: Tính trục Trục P2 = 0,62 (kW) d2 = 120 mm 𝑏2 = 32 𝑚𝑚 T2 = 50391,49 (N.mm d3 = 75 mm 𝑏3 = 55 𝑚𝑚 𝛽 = 12,84° Chọn vật liệu trục thép C45, chọn sơ ứng suất uốn cho phép [𝜎] = 30MPa Phân tích lực tác dụng lên trục từ chi tiết quay hệ thống truyền động: - Lực tác dụng truyền bánh 2: 𝐹𝑡2 = 𝐹𝑟2 = × 𝑇2 2.50391,4 = = 840 (𝑁) 𝑑2 120 𝐹𝑡2 × tan 20° 840 × tan 20° = = 314 (𝑁) cos 𝛽 cos(12,84°) 𝐹𝑎2 = 𝐹𝑡2 × tan 𝛽 = 840 × tan(12,84°) = 191 (𝑁) 14 𝑀2 = 𝐹𝑎2 𝑑2 191.120 = = 11460 (𝑁𝑚𝑚) 2 - Lực tác dụng truyền bánh 3: 𝐹𝑡3 = × 𝑇2 2.50391,4 = = 1344 (𝑁) 𝑑3 75 𝐹𝑟3 = 𝐹𝑡3 × tan 𝛼 = 1344 tan 20° = 489 (𝑁) Chọn kích thước dọc trục: l = l2 + l3 + 3x + 𝜔 Trong đó: l2 = b2 = 32 mm (kết tính truyền bánh nghiêng), l3 = b3 = 55 mm (kết tính truyền bánh thẳng), x = 10 – khe hở bánh thành hộp giảm tốc, 𝜔 = 40 (theo bảng 10.2 𝜔 = 25 ÷ 55) l = l2 + l3 + 3x + 𝜔 = 32 + 55 + 3.10 + 40 = 157 mm Vẽ biểu đồ momen uốn xoắn: - Xét mặt phẳng y0z: ∑ 𝑀/𝐴 = ⟺ 𝐹𝑟2 46 − 𝑀2 − 𝐹𝑟3 (46 + 53,5) + 𝑅𝐷𝑌 157 = ⟺ 314.46 − 11460 − 489.99,5 + 𝑅𝐷𝑌 157 = ⟺ 𝑅𝐷𝑌 = 291 (N) ∑ 𝐹𝑌 = ⟺ 𝑅𝐴𝑌 − 𝐹𝑟2 + 𝐹𝑟3 − 𝑅𝐷𝑌 = ⟺ 𝑅𝐴𝑌 − 314 + 489 − 291 = ⟺ 𝑅𝐴𝑌 = 116 (𝑁) - Xét mặt phẳng x0z: ∑ 𝑀/𝐴 = ⟺ 𝐹𝑡2 46 + 𝐹𝑡3 (46 + 53,5) − 𝑅𝐷𝑋 157 = ⟺ 840.46 − 1344.99,5 + 𝑅𝐷𝑋 157 = ⟺ 𝑅𝐷𝑋 = 1098 (N) ∑ 𝐹𝑋 = ⟺ 𝑅𝐴𝑋 − 𝐹𝑡2 + 𝐹𝑡3 − 𝑅𝐷𝑋 = ⟺ 𝑅𝐴𝑋 − 840 + 1344 − 1098 = ⟺ 𝑅𝐴𝑋 = 1086 (𝑁) 15 16 Theo biểu đồ momen tiết diện nguy hiểm vị trí C 2 M𝐶𝑡𝑑 = √𝑀𝑋𝐶 + 𝑀𝑌𝐶 + 0.75 × 𝑇2 = √16732,52 + 631352 + 0,75 × 50391,42 = 78552,369 𝑁 𝑚𝑚 Đường kính trục: 78552,369 M𝐶𝑡𝑑 𝑑≥√ =√ = 29,69 𝑚𝑚 0,1 × [𝜎] 0,1 × 30 Vì vị trí C có rãnh then nên ta chọn dC = 32 mm Trục P1 = 0,65 (kW) T1= 17609,93 (N.mm) Chọn vật liệu trục thép C45, chọn sơ ứng suất uốn cho phép [𝜎] = 40MPa Phân tích lực tác dụng lên trục từ chi tiết quay hệ thống truyền động: - Lực tác dụng lên truyền đai: 𝐹𝑟 = 2𝐹0 sin( 𝛼1 /2) = 2.141 sin(158°/2) = 277 (𝑁) - Lực tác dụng truyền bánh răng: 𝐹𝑡1 = 𝐹𝑡2 = 840 (𝑁), 𝐹𝑟1 = 𝐹𝑟2 = 314 (𝑁) 𝐹𝑎1 = 𝐹𝑎2 = 191 (𝑁), 𝑀1 = 𝑀2 = 11460 (𝑁𝑚𝑚) Chọn số ứng suất xoắn cho phép [𝜏] = 20 MPa Đường kính sơ trục: 17609,93 𝑇1 𝑑đ ≥ √ =√ = 16,39 𝑚𝑚 0,2 × [𝜏] 0,2 × 20 Theo tiêu chuẩn ta chọn dđ = 17 mm vị trí thân trục lắp ráp bánh đai Khoảng cách f chọn bảng 10.2, chọn f = 50 mm Vẽ biểu đồ momen uốn xoắn: - Xét mặt phẳng y0z: 17 ∑ 𝑀/𝐷 = ⟺ 𝐹𝑟 (50 + 157) − 𝑅𝐵𝑌 157 − 𝐹𝑟1 111 + 𝑀1 = ⟺ 277.207 − 𝑅𝐵𝑌 157 − 314.111 + 11460 = ⟺ 𝑅𝐵𝑌 = 216 (N) ∑ 𝐹𝑌 = ⟺ 𝐹𝑟 − 𝑅𝐵𝑌 − 𝐹𝑟1 + 𝑅𝐷𝑌 = ⟺ 277 − 216 − 314 + 𝑅𝐷𝑌 = ⟺ 𝑅𝐷𝑌 = 253 (𝑁) - Xét mặt phẳng x0z: ∑ 𝑀/𝐷 = ⟺ 𝐹𝑡1 111 − 𝑅𝐵𝑋 157 = ⟺ 840.111 − 𝑅𝐵𝑋 157 = ⟺ 𝑅𝐵𝑋 = 594 (N) ∑ 𝐹𝑋 = ⟺ 𝑅𝐵𝑋 − 𝐹𝑡1 + 𝑅𝐷𝑋 = ⟺ 594 − 840 + 𝑅𝐷𝑋 = ⟺ 𝑅𝐷𝑋 = 246 (𝑁) Theo biểu đồ momen tiết diện nguy hiểm vị trí C 2 M𝐶𝑡𝑑 = √𝑀𝑋𝐶 + 𝑀𝑌𝐶 + 0.75 × 𝑇1 = √280832 + 273062 + 0,75 × 17609,932 = 42033,97 𝑁 𝑚𝑚 Đường kính trục: 42033,97 M𝐶𝑡𝑑 𝑑≥√ =√ = 21,9 𝑚𝑚 0,1 × [𝜎] 0,1 × 40 Vì vị trí C có rãnh then nên ta chọn dC = 24 mm Vậy để đảm bao bền ta chọn đường kính trục đai dđ = 17 mm, đường kính trục bánh dC = 32 mm 18 Trục P3 = 0,58 (kW) T3= 100416,97 (N.mm) Chọn vật liệu trục thép C45, chọn sơ ứng suất uốn cho phép [𝜎] = 50MPa Khoảng cách từ khớp đến hộp giảm tốc theo bảng 10.2 chọn: f = 70 mm Phân tích lực tác dụng lên trục: 19 - Lực tác dụng truyền bánh 4: 𝐹𝑡4 = 𝐹𝑡3 = 1344 (𝑁), 𝐹𝑟4 = 𝐹𝑟3 = 489 (𝑁) - Lực từ khớp nối tác dụng lên trục 3: 𝐷0 = 90 𝑚𝑚 𝐹𝑡𝑛𝑡 = 𝑇3 2.100416,97 = = 2231 (𝑁) 𝐷0 90 𝐹𝑛𝑡 = 0,3 × 𝐹𝑡𝑛𝑡 = 0,3 × 2231 = 669 (𝑁) Vẽ biểu đồ momen uốn xoắn: - Xét mặt phẳng y0z: ∑ 𝑀/𝐴 = ⟺ 𝐹𝑟4 99,5 − 𝑅𝐶𝑌 157 = ⟺ 489.99,5 − 𝑅𝐶𝑌 157 = ⟺ 𝑅𝐶𝑌 = 310 (N) ∑ 𝐹𝑌 = ⟺ 𝑅𝐴𝑌 − 𝐹𝑟4 + 𝑅𝐶𝑌 = ⟺ 𝑅𝐴𝑌 − 489 + 310 = ⟺ 𝑅𝐴𝑌 = 179 (𝑁) - Xét mặt phẳng x0z: ∑ 𝑀/𝐴 = ⟺ 𝐹𝑡4 99,5 + 𝑅𝐶𝑋 157 − 𝐹𝑛𝑡 227 = ⟺ 1344.99,5 + 𝑅𝐶𝑋 157 − 669.227 =0 ⟺ 𝑅𝐶𝑋 = 116 (N) ∑ 𝐹𝑋 = ⟺ 𝑅𝐴𝑋 − 𝐹𝑡4 − 𝑅𝐶𝑋 + 𝐹𝑛𝑡 = ⟺ 𝑅𝐴𝑋 − 1344 − 116 + 669 = ⟺ 𝑅𝐴𝑋 = 791 (𝑁) Theo biểu đồ momen tiết diện nguy hiểm vị trí B 2 M𝐵𝑡𝑑 = √𝑀𝑋𝐵 + 𝑀𝑌𝐵 + 0.75 × 𝑇3 = √17810,52 + 78704,52 + 0,75 × 100416,972 = 118635 𝑁 𝑚𝑚 Đường kính trục: 118635 M𝐵𝑡𝑑 √ 𝑑≥ =√ = 28,7 𝑚𝑚 0,1 × [𝜎] 0,1 × 50 20 Vì vị trí B có rãnh then nên ta chọn dB = 32 mm Phần 5: Chọn ổ lăn Trục 𝑅𝐵𝑋 = 594 (N) 𝑅𝐷𝑋 = 246 (𝑁) 𝑅𝐵𝑌 = 216 (N) 𝑅𝐷𝑌 = 253 (𝑁) 𝐿ℎ = 20000 (𝑔𝑖ờ) n1 = 352,5 (vòng/phút) 𝐹𝑎 = 191 (𝑁) 𝑑 = 25 (𝑁) Phản lực ổ đỡ: 21 2 𝐹𝑟𝐵 = √𝑅𝐵𝑋 + 𝑅𝐵𝑌 = √5942 + 2162 = 632 (𝑁) 2 𝐹𝑟𝐷 = √𝑅𝐷𝑋 + 𝑅𝐷𝑌 = √2462 + 2532 = 353 (𝑁) Ta có: 0,3 ≤ 𝐹𝑎 191 = = 0,54 ≤ 0,7 𝐹𝑟𝐷 353 Nên ta chọn ổ bi đỡ chặn Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ 36205: C0 = 9240 N, C = 13100 N, 𝛼 = 12° 𝐹𝑟𝐵 632 𝐹𝑟𝐷 353 = = 0,068 → 𝑒1 = 0,34; = = 0,038 → 𝑒2 = 0,3 𝐶0 9240 𝐶0 9240 𝑆1 = 𝑒1 𝐹𝑟𝐵 = 0,34.632 = 214,88 (𝑁); 𝑆2 = 𝑒2 𝐹𝑟𝐷 = 0,3.353 = 105,9 (𝑁) ∑ 𝐹𝑎1 = 𝐹𝑎 − 𝑆2 = 191 − 105,9 = 85,1 < 𝑆1 → ∑ 𝐹𝑎1 = 𝑆1 = 214,88 (𝑁) ∑ 𝐹𝑎2 = 𝐹𝑎 + 𝑆1 = 191 + 214,88 = 405,88 > 𝑆2 → ∑ 𝐹𝑎1 = 405,88 (𝑁) Thời gian làm việc tính triệu vòng quay: 𝐿= 60𝑛1 𝐿ℎ 60.352,5.20000 = = 423 (𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔) 106 106 Vòng quay nên V = Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ: ∑ 𝐹𝑎1 214,88 = = 0,34 = 𝑒1 → 𝑋 = 1, 𝑌 = 𝑉 𝐹𝑟𝐵 632 𝑄1 = (𝑋𝑉𝑅𝑟 + 𝑌𝐹𝑎 )𝑘𝜎 𝑘𝑡 = 𝐹𝑟𝐵 = 632 (𝑁) ∑ 𝐹𝑎2 405,88 = = 1,15 > 𝑒2 → 𝑋 = 0,45, 𝑌 = 1,81 𝑉 𝐹𝑟𝐷 353 𝑄2 = (𝑋𝑉𝑅𝑟 + 𝑌𝐹𝑎 )𝑘𝜎 𝑘𝑡 = (0,45.1.353 + 1,81.405,88) 1.1 = 893,5 (𝑁) Vì 𝑄2 > 𝑄1 nên khả tải động tính toán: 3 𝐶𝑡𝑡 = 𝑄2 √𝐿 = 893,5 √423 = 6707,2 (𝑁) < C = 13100 N Vậy chọn cỡ nhẹ 36205 hợp lý 22 Trục 𝑅𝐴𝑋 = 1086 (𝑁) 𝑅𝐷𝑋 = 1098 (N) 𝑅𝐴𝑌 = 116 (𝑁) 𝑅𝐷𝑌 = 291 (N) 𝐿ℎ = 20000 (𝑔𝑖ờ) n2 = 117,5 (vòng/phút) 𝐹𝑎 = 191 (𝑁) 𝑑 = 20 (𝑁) Phản lực ổ đỡ: 2 𝐹𝑟𝐴 = √𝑅𝐴𝑋 + 𝑅𝐴𝑌 = √10862 + 1162 = 1092 (𝑁) 2 𝐹𝑟𝐷 = √𝑅𝐷𝑋 + 𝑅𝐷𝑌 = √10982 + 2912 = 1136 (𝑁) Ta có: 𝐹𝑎 191 = = 0,17 ≤ 0,3 𝐹𝑟𝐴 1092 Nên ta chọn ổ bi đỡ Chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ 204: C0 = 6,3 kN, C = 10 kN Thời gian làm việc tính triệu vòng quay: 𝐿= 60𝑛2 𝐿ℎ 60.117,5.20000 = = 141 (𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔) 106 106 Vòng quay nên V = Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ A: 𝐹𝑎 191 = = 0,03 → 𝑒 = 0,22 𝐶0 6300 𝐹𝑎 191 = = 0,17 < 𝑒 = 0,22 → 𝑋 = 1, 𝑌 = 𝑉 𝐹𝑟𝐴 1.1092 𝑄𝐴 = (𝑋𝑉𝑅𝑟 + 𝑌𝐹𝑎 )𝑘𝜎 𝑘𝑡 = 𝐹𝑟𝐴 = 1092 (𝑁) Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ D: không chịu tác dụng 𝐹𝑎 nên 𝑋 = 1, 𝑌 = 𝑄𝐷 = (𝑋𝑉𝑅𝑟 + 𝑌𝐹𝑎 )𝑘𝜎 𝑘𝑡 = 𝐹𝑟𝐷 = 1136 (𝑁) 23 Vì 𝑄𝐷 > 𝑄𝐴 nên khả tải động tính toán: 3 𝐶𝑡𝑡 = 𝑄𝐷 √𝐿 = 1136 √141 = 5912,68 (𝑁) < C = 10 kN Vậy chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ 204 hợp lý Trục 𝑅𝐴𝑋 = 791 (𝑁) 𝑅𝐶𝑋 = 116 (N) 𝑅𝐴𝑌 = 179 (𝑁) 𝑅𝐶𝑌 = 310 (N) 𝐿ℎ = 20000 (𝑔𝑖ờ) n2 = 55,16 (vòng/phút) 𝑑 = 25 (𝑁) Phản lực ổ đỡ: 2 𝐹𝑟𝐴 = √𝑅𝐴𝑋 + 𝑅𝐴𝑌 = √7912 + 1792 = 811 (𝑁) 2 𝐹𝑟𝐶 = √𝑅𝐶𝑋 + 𝑅𝐶𝑌 = √1162 + 3102 = 331 (𝑁) → 𝐹𝑟𝐴 > 𝐹𝑟𝐶 → Tính toán ổ với ổ vị trí A Do không chịu tác dụng lực 𝐹𝑎 nên chọn ôt bi đỡ: → 𝑋 = 1, 𝑌 = Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ: 𝑄 = (𝑋𝑉𝑅𝑟 + 𝑌𝐹𝑎 )𝑘𝜎 𝑘𝑡 = 𝐹𝑟𝐴 = 811 (𝑁) Thời gian làm việc tính triệu vòng quay: 𝐿= 60𝑛3 𝐿ℎ 60.55,16.20000 = = 66,192 (𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔) 106 106 Khả tải động tính toán: 3 𝐶𝑡𝑡 = 𝑄 √𝐿 = 811 √66,192 = 3280,62(𝑁) = 3,28062 (𝑁) Chọn ổ bi đỡ cỡ siêu nhẹ, vừa 1000905: C = 5,74 kN, C0 = 3,75 kN 24 [...]... = 1 3100 N Vậy chọn cỡ nhẹ 36205 là hợp lý 22 2 Trục 2 𝑅𝐴𝑋 = 108 6 (𝑁) 𝑅𝐷𝑋 = 109 8 (N) 𝑅𝐴𝑌 = 116 (𝑁) 𝑅𝐷𝑌 = 291 (N) 𝐿ℎ = 20000 (𝑔𝑖ờ) n2 = 117,5 (vòng/phút) 𝐹𝑎 = 191 (𝑁) 𝑑 = 20 (𝑁) Phản lực tại các ổ đỡ: 2 2 𝐹𝑟𝐴 = √𝑅𝐴𝑋 + 𝑅𝐴𝑌 = 108 62 + 1162 = 109 2 (𝑁) 2 2 𝐹𝑟𝐷 = √𝑅𝐷𝑋 + 𝑅𝐷𝑌 = 109 82 + 2912 = 1136 (𝑁) Ta có: 𝐹𝑎 191 = = 0,17 ≤ 0,3 𝐹𝑟𝐴 109 2 Nên ta chọn ổ bi đỡ Chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ 204: C0 = 6,3 kN, C = 10 kN... 1 3100 N, 𝛼 = 12° 𝐹𝑟𝐵 632 𝐹𝑟𝐷 353 = = 0,068 → 𝑒1 = 0,34; = = 0,038 → 𝑒2 = 0,3 𝐶0 9240 𝐶0 9240 𝑆1 = 𝑒1 𝐹𝑟𝐵 = 0,34.632 = 214,88 (𝑁); 𝑆2 = 𝑒2 𝐹𝑟𝐷 = 0,3.353 = 105 ,9 (𝑁) ∑ 𝐹𝑎1 = 𝐹𝑎 − 𝑆2 = 191 − 105 ,9 = 85,1 < 𝑆1 → ∑ 𝐹𝑎1 = 𝑆1 = 214,88 (𝑁) ∑ 𝐹𝑎2 = 𝐹𝑎 + 𝑆1 = 191 + 214,88 = 405,88 > 𝑆2 → ∑ 𝐹𝑎1 = 405,88 (𝑁) Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay: 𝐿= 60𝑛1 𝐿ℎ 60.352,5.20000 = = 423 (𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔) 106 106 ... rất tốt Số chu kỳ làm việc cơ sở: 𝑁𝐻𝑂1 = 30 × 𝐻𝐵12,4 = 30 × 2502,4 = 1,71 107 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ 𝑁𝐻𝑂2 = 30 × 𝐻𝐵22,4 = 30 × 2282,4 = 1,37 107 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ 𝑁𝐹𝑂1 = 𝑁𝐹𝑂2 = 4 106 Số chu kỳ làm việc tương đương chế độ tải trọng tĩnh: 𝑁𝐻𝐸 = 𝑁𝐹𝐸 = 60 × 𝐶 × 𝑛 × 𝐿ℎ 𝑁𝐻𝐸1 = 𝑁𝐹𝐸1 = 60 × 1 × 117,5 × 20000 = 14,1 107 𝑁𝐻𝐸2 = 𝑁𝐹𝐸2 = 60 × 1 × 55,16 × 20000 = 6,62 107 11 𝑁𝐹𝐸 Vì 𝑁𝐻𝐸 > 𝑁𝐻𝑂 nên lấy 𝑁𝐻𝐸 = 𝑁𝐻𝑂 , do đó 𝐾𝐻𝐿 = 1, vì 𝑁𝐹𝐸 > 𝑁𝐹𝑂 nên... 0 ⟺ 𝑅𝐴𝑌 = 116 (𝑁) - Xét mặt phẳng x0z: ∑ 𝑀/𝐴 = 0 ⟺ 𝐹𝑡2 46 + 𝐹𝑡3 (46 + 53,5) − 𝑅𝐷𝑋 157 = 0 ⟺ 840.46 − 1344.99,5 + 𝑅𝐷𝑋 157 = 0 ⟺ 𝑅𝐷𝑋 = 109 8 (N) ∑ 𝐹𝑋 = 0 ⟺ 𝑅𝐴𝑋 − 𝐹𝑡2 + 𝐹𝑡3 − 𝑅𝐷𝑋 = 0 ⟺ 𝑅𝐴𝑋 − 840 + 1344 − 109 8 = 0 ⟺ 𝑅𝐴𝑋 = 108 6 (𝑁) 15 16 Theo các biểu đồ momen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí C 2 2 M𝐶𝑡𝑑 = √𝑀𝑋𝐶 + 𝑀𝑌𝐶 + 0.75 × 𝑇2 2 = √16732,52 + 631352 + 0,75 × 50391,42 = 78552,369 𝑁 𝑚𝑚 Đường kính... 𝑅𝐶𝑌 = 0 ⟺ 𝑅𝐴𝑌 − 489 + 310 = 0 ⟺ 𝑅𝐴𝑌 = 179 (𝑁) - Xét mặt phẳng x0z: ∑ 𝑀/𝐴 = 0 ⟺ 𝐹𝑡4 99,5 + 𝑅𝐶𝑋 157 − 𝐹𝑛𝑡 227 = 0 ⟺ 1344.99,5 + 𝑅𝐶𝑋 157 − 669.227 =0 ⟺ 𝑅𝐶𝑋 = 116 (N) ∑ 𝐹𝑋 = 0 ⟺ 𝑅𝐴𝑋 − 𝐹𝑡4 − 𝑅𝐶𝑋 + 𝐹𝑛𝑡 = 0 ⟺ 𝑅𝐴𝑋 − 1344 − 116 + 669 = 0 ⟺ 𝑅𝐴𝑋 = 791 (𝑁) Theo các biểu đồ momen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí B 2 2 M𝐵𝑡𝑑 = √𝑀𝑋𝐵 + 𝑀𝑌𝐵 + 0.75 × 𝑇3 2 = √17 810, 52 + 78704,52 + 0,75 × 100 416,972 = 118635 𝑁... = 10 kN Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay: 𝐿= 60𝑛2 𝐿ℎ 60.117,5.20000 = = 141 (𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔) 106 106 Vòng trong quay nên V = 1 Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ tại A: 𝐹𝑎 191 = = 0,03 → 𝑒 = 0,22 𝐶0 6300 𝐹𝑎 191 = = 0,17 < 𝑒 = 0,22 → 𝑋 = 1, 𝑌 = 0 𝑉 𝐹𝑟𝐴 1 .109 2 𝑄𝐴 = (𝑋𝑉𝑅𝑟 + 𝑌𝐹𝑎 )𝑘𝜎 𝑘𝑡 = 𝐹𝑟𝐴 = 109 2 (𝑁) Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ tại D: không chịu tác dụng của 𝐹𝑎 nên 𝑋 = 1, 𝑌 = 0 𝑄𝐷 = (𝑋𝑉𝑅𝑟... 𝜔 Trong đó: l2 = b2 = 32 mm (kết quả tính bộ truyền bánh răng nghiêng), l3 = b3 = 55 mm (kết quả tính bộ truyền bánh răng thẳng), x = 10 – khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc, 𝜔 = 40 (theo bảng 10. 2 𝜔 = 25 ÷ 55) l = l2 + l3 + 3x + 𝜔 = 32 + 55 + 3 .10 + 40 = 157 mm Vẽ biểu đồ momen uốn và xoắn: - Xét mặt phẳng y0z: ∑ 𝑀/𝐴 = 0 ⟺ 𝐹𝑟2 46 − 𝑀2 − 𝐹𝑟3 (46 + 53,5) + 𝑅𝐷𝑌 157 = 0 ⟺ 314.46 −... bảng 10. 2 chọn: f = 70 mm Phân tích lực tác dụng lên trục: 19 - Lực tác dụng bộ truyền bánh răng 4: 𝐹𝑡4 = 𝐹𝑡3 = 1344 (𝑁), 𝐹𝑟4 = 𝐹𝑟3 = 489 (𝑁) - Lực từ khớp nối tác dụng lên trục 3: 𝐷0 = 90 𝑚𝑚 𝐹𝑡𝑛𝑡 = 2 𝑇3 2 .100 416,97 = = 2231 (𝑁) 𝐷0 90 𝐹𝑛𝑡 = 0,3 × 𝐹𝑡𝑛𝑡 = 0,3 × 2231 = 669 (𝑁) Vẽ biểu đồ momen uốn và xoắn: - Xét mặt phẳng y0z: ∑ 𝑀/𝐴 = 0 ⟺ 𝐹𝑟4 99,5 − 𝑅𝐶𝑌 157 = 0 ⟺ 489.99,5 − 𝑅𝐶𝑌 157 = 0 ⟺ 𝑅𝐶𝑌 = 310. .. năng tải động tính toán: 3 3 𝐶𝑡𝑡 = 𝑄𝐷 √𝐿 = 1136 √141 = 5912,68 (𝑁) < C = 10 kN Vậy chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ 204 là hợp lý 3 Trục 3 𝑅𝐴𝑋 = 791 (𝑁) 𝑅𝐶𝑋 = 116 (N) 𝑅𝐴𝑌 = 179 (𝑁) 𝑅𝐶𝑌 = 310 (N) 𝐿ℎ = 20000 (𝑔𝑖ờ) n2 = 55,16 (vòng/phút) 𝑑 = 25 (𝑁) Phản lực tại các ổ đỡ: 2 2 𝐹𝑟𝐴 = √𝑅𝐴𝑋 + 𝑅𝐴𝑌 = √7912 + 1792 = 811 (𝑁) 2 2 𝐹𝑟𝐶 = √𝑅𝐶𝑋 + 𝑅𝐶𝑌 = √1162 + 3102 = 331 (𝑁) → 𝐹𝑟𝐴 > 𝐹𝑟𝐶 → Tính toán ổ với ổ vị trí A Do không chịu... ổ: 𝑄 = (𝑋𝑉𝑅𝑟 + 𝑌𝐹𝑎 )𝑘𝜎 𝑘𝑡 = 𝐹𝑟𝐴 = 811 (𝑁) Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay: 𝐿= 60𝑛3 𝐿ℎ 60.55,16.20000 = = 66,192 (𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔) 106 106 Khả năng tải động tính toán: 3 3 𝐶𝑡𝑡 = 𝑄 √𝐿 = 811 √66,192 = 3280,62(𝑁) = 3,28062 (𝑁) Chọn ổ bi đỡ cỡ siêu nhẹ, vừa 100 0905: C = 5,74 kN, C0 = 3,75 kN 24