Tải bản đầy đủ
PHẦN III: THIẾT KẾ TRỤC ,THEN, Ổ LĂN, KHƠP NỐI

PHẦN III: THIẾT KẾ TRỤC ,THEN, Ổ LĂN, KHƠP NỐI

Tải bản đầy đủ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : NGUYỄN HOÀNG VŨ

Lực tác dụng

Giá trị (N)

Pt1 = Pt2

1248

Pr1=Pa2

436

Pa1=Pr2

125



549

3. Tính toán gần đúng.
a) Các kích thước của hộp giảm tốc .

STTH : NGUYỄN HẢI SỨ -

MSSV: 2113040051

Trang

22

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : NGUYỄN HOÀNG VŨ

Rd

Pt1

Pr1

Pa1

Pt2

Pr2

Pa2

- Để tính các kích thước của trục ta dựa vào sơ đồ hình (7-2) tr 115.
- Các kích thước tra bảng 7.1 ta có:
+Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của vỏ hộp:
a = 10 mm
+Khe hở giữa bánh côn và thành trong của hộp: Δ = 10 (mm)
+Khoảng cách giữa các chi tiết quay: c= 10 mm
+Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của vỏ hộp: l2 =10mm
+Chiều rộng ổ lăn: Bo = 19 mm
+Chiều cao của nắp và đầu bu lông: l3 = 15 mm
+Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộp:
l4 = 10 mm
+Khe hở giữa trục và bánh răng: l7 = 20 mm
+Khoảng cách giữa các gối đỡ trục bánh răng nhỏ:

STTH : NGUYỄN HẢI SỨ -

MSSV: 2113040051

Trang

23

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : NGUYỄN HOÀNG VŨ

l’=( 2,5 ÷ 3)d1 = ( 2,5 ÷ 3).25 = 2,5. 20 mm
Chọn l ’ = 50 mm
+ Chiều dài may ơ bánh răng nón lớn
lm = (1,2÷ 1,5). d2 =1,2. 30= 36 mm
+ Chiều dài may ơ bánh răng nón nhỏ
lm = (1,2÷ 1,5).d1 =1,2. 20= 24 mm

STTH : NGUYỄN HẢI SỨ -

MSSV: 2113040051

Trang

24

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : NGUYỄN HOÀNG VŨ

b) Khoảng cách giữa các điểm đặt lực .
Trục I:
Khoảng cách điểm đặt lực từ bộ truyền đai đến ổ lăn A
a1 = + l4 + l3 + = + 10 + 15+ = 53 mm
Khoảng cách từ điểm đặt lực của bánh răng côn đên ổ lăn B
c1 = + l2 + a + ( bbr – 0,5.bbr.cosφ1)
= + 10 + 10 + (40 – 0,5.40.cos 16o ) = 50 mm
Khoảng cách giữa hai ô lăn: b1= 50 mm
Trục II:
+ Chiều dài của khớp nối l = 1,5d2 =1,5.30= 45 mm

Khoảng cách từ ổ lăn A2 đến điểm đặt lực chổ bánh đai
a2 = Bo/2 + l2 + a + 0,5(De1+dtb1) = 19/2 +10 +10 + 0,5(78 + 61) =99mm
Khoảng cách từ ổ lăn B2 đến điểm đặt lực bánh răng
b2 = + l2 + a + ( bbr – 0,5.bbr.cosφ2) =
= + 10 + 10 + (40 – 0,5.40.cos 74o ) = 64 ( mm )
4. Xác định phản lực tại các gối đỡ, mômen xoắn và đường kính trục tại

các tiết diện nguy hiểm
a. Trục I

Phản lực tại các gối đỡ
Theo phương x: ta có hệ phương trình
Σ(Fi) = 0

– + Pt1 = 0.


ΣmA(Fi) = 0

.b1 + (b1+c1).Pt1 = 0

⇒ RBX= = = 2496 N

STTH : NGUYỄN HẢI SỨ -

MSSV: 2113040051

Trang

25

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : NGUYỄN HOÀNG VŨ

⇒ RAx = RBx- Pt1 = 2496 - 1248 = 1248 N
Theo phương Y:
Ta có hệ phương trình
Σ(Fi) = 0

+ Pr1 = 0.


ΣmA(Fi) = 0

.. +( - .=0

⇒=
= = 213,81 (N)

⇒ =

+ Pr1= 549+ 213,81+ 436 = 771,19 N

Tính mômen xoắn tại các tiết diện nguy hiểm
Theo phương Y:
Tại z =[0;a1] thì: MY(n-n) = Rđ.al = 549.53= 29097 N.mm
Tại z = [a1;b1]
MuY(m-m)= Pr1.c1 = 436.50 = 21800 N.mm
Theo phương X:
Tại z = [a1;b1]: MuX(m-m)= P1.c1 = 1248.50= 62400 N.mm

Đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm
Đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức
d=

(mm)

STTH : NGUYỄN HẢI SỨ -

MSSV: 2113040051

Trang

26

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : NGUYỄN HOÀNG VŨ

[τ]= 50 N/mm2 - ứng suất xoắn cho phép
MTĐ - mômen xoắn Mtd=
Tại tiết diện mặt cắt n-n :
Mtd(n-n)= = = 44057,5 N.mm
d(n-n)= = = 20,6 mm
Tại tiết diện mặt cắt m-m:
Mtd(m-m)=
= = 73915 N.mm
d(m-m)= = = 24,5 N.mm
Tại tiết diện chổ lắp bánh răng và bánh đai:
Mtd =
= = 33082,17 N.mm
d= = = 19 mm
Từ những tính toán trên phát từ yếu tố công nghệ, ta có thể lựa chọn đường
kính trục I như sau:
Đường kính thân trục : d = 30 mm
Đường kính ngỗng trục d = 35 mm
Đường kính vai trục : d = 40 mm
Biểu đồ nội lực

STTH : NGUYỄN HẢI SỨ -

MSSV: 2113040051

Trang

27

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : NGUYỄN HOÀNG VŨ

n

Rd

RBy

RAx

RAy

m

A

Pt1

Pa1

B

n

53

Pr1

RBx

m

50

50

549
(+)

(-)

(-)

QY

222,19
436
3812,5
(-)

Muy

17987,5

(+)

29097
1248
(+)

Qx
(-)

1248

Mux
(+)

62400
38200

Mx
STTH : NGUYỄN HẢI SỨ -

MSSV: 2113040051

Trang

28

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

b.

GVHD : NGUYỄN HOÀNG VŨ

Trục II
Phản lực tại các gối đỡ
Phương X:

= -++ =0

(1)

=+=0

(2)

Từ (2) = = = 757,98 (N)
Thế vào (1) = -= 1248-757,98= 490,02 (N)
Phương Y :

= -- = 0

(3)

= - .()+Pa2. = 0

(4)

Từ (4) = = = 216,97 (N)
Thế vào (3) ta được :
 = + = 216,97 + 125 = 341,97 (N)

Mômen xoắn tại các tiết diện nguy hiểm
Chỉ xét tại tiết diện lắp bánh răng
Theo phương X:
MuX =RCX. a2 = 490,02.99 = 48511,98 N.mm
Theo phương Y:
Tại z = [0;a2] :
MuY = RCY. a2 =341,97.99 = 33855,03 N.mm
Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm

STTH : NGUYỄN HẢI SỨ -

MSSV: 2113040051

Trang

29

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : NGUYỄN HOÀNG VŨ

Tại tiết diện lắp bánh răng:
Mtd(br)=
= = 128076,3 N.mm
d(br)= = = 29,47 mm
Tại tiết diên lắp ổ lăn:
Mtd(ol) =
Mtd(ol) = = 113595,68 N.mm
d(ol)= = = 28,3 N.mm
Biểu đồ nội lực

STTH : NGUYỄN HẢI SỨ -

MSSV: 2113040051

Trang

30

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Rcy

GVHD : NGUYỄN HOÀNG VŨ

RDy

Rcx

Pa2
Pt2

C

D

Pr2

99
341,97

RDx

64
216,97

(+)

(+)

Qy

13886,97
(-)

Muy
(+)

490,02

33855,03

(+)

QX
(-)

757,98
Mux
(+)

48511,98
131169
MX

STTH : NGUYỄN HẢI SỨ -

MSSV: 2113040051

Trang

31

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : NGUYỄN HOÀNG VŨ

Từ những tính toán trên và xuất phát từ yếu tố công nghệ ta có thể lựa chọn
đường kính trục II như sau:
Đường kính thân trục : d = 40 mm
Đường kính ngỗng trục : d = 35 mm
Đường kính vai trục: d = 45 mm
5. kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
I.

Trục I
Kiểm nghiệm ơ tiết diện (m-m)
Đường kính trục đã chọn: d = 30 mm
Kết cấu trục vừa thiết kế dảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các
tiết diện nghuy hiểm thỏa mản điều kiện sau:
n= ≥ [n]

(Công thức 7-5 tr 120)

Với [n] = 1,5 ... 2,5
Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp
Nσ = (Công thức 7-6 tr 120)
Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp
Nτ = (Công thức 7-7 tr 120)
Trục quay một chiều nên ứng suát pháp (uốn)biến đổi theo chu kỳ đối xứng
σa = σmax= -σmin= ; σm = 0
Với Mu =

= 66098 N.mm

W= == 2649
a

= = = 25 N/mm2

Ứng suất tiếp( xoắn) biến đổi theo chu kỳ động mạch

τ a = τ m = = ; σm = 0
Với Mx = MT = 38200 N.mm
W0 = 2.W = 2. 2649 =
Vậy === 3,6 N/mm2

STTH : NGUYỄN HẢI SỨ -

MSSV: 2113040051

Trang

32