Bài tập lớn môn Cơ học máy - Đề số: Phương án số:
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP. HCM
Khoa Cơ Khí
Bộ môn THIẾT KẾ MÁY
BÀI TẬP LỚN Môn CƠ HỌC MÁY
ĐỀ SỐ: PHƯƠNG ÁN SỐ:
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên xích tải, Ft (N)
Vận tốc xích tải, v (m/s)
: 2000
: 5
Số răng đĩa xích tải dẫn, Z (răng) : 13
Bước xích tải, p (mm)
Thời gian phục vụ, L (năm)
: 110
: 3
Quay một chiều, làm việc một ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ).
Sai số vòng quay trục máy công tác so với yêu cầu ≤ ± 5 %.
σ
= 480MPa
.
H
Ứng suất mỏi tiếp xúc của vật liệu chế tạo 2 bánh răng
σ
= 240MPa
.
F
Ứng suất mỏi uốn của vật liệu chế tạo 2 bánh răng
σ
= 50MPa
Ứng suất mỏi uốn của vật liệu chế tạo trục
.
−1F
Độ rắn của vật liệu chế tạo bánh răng HB=220.
Bộ truyền đai thang (số 2) đặt nằm ngang.
----------------------------------------------------------------------------------------------------------------
Trong các chương sau có sử dụng các tài liệu tham khảo sau:
[1] Cơ sở thiết kế máy - Nguyễn Hữu Lộc
[2] Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1 – Trịnh Chất
[3] Động cơ điện Việt Nam Hungary
Tài liệu tham khảo có thể download từ trang E learning.
Chương 1:
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ điện :
* Công suất cực đại trên trục xích tải :
F ×v 2000×5
t
Pmax
=
=
= 10kW
1000
1000
* Hiệu suất của toàn bộ hệ thống (Bảng 3.3 tài liệu [1]):
η∑ =ηd .ηbr.ηk .ηo2l = 0.96×0.98×1×0.9952 = 0.931
* Công suất cần thiết trên trục động cơ :
P
10
dt
P =
=
=10.74kW
ct
η∑ 0.931
* Chọn động cơ :
Theo bảng 3.2 tài liệu [1] ta nên chọn
và ubr
Vậy tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống
ud
=
2 ÷5
=
3 ÷ 5
u∑ = ud .ubr
=
2 ÷5
×
3÷5
=
6 ÷ 25
Số vòng quay trục xích tải
6.104 ×v 6.104 ×5
nm =
=
= 209.8v / ph
pc × Z
110×13
Số vòng quay dự kiến của động cơ
ndc = nm.uΣ = 209.8×
6÷25
=
1260÷5250 v/ ph.
Căn cứ theo Pct , ta chọn loại động cơ điện không đồng bộ 3 pha, loại 3K do nhà máy chế tạo
động cơ điện Việt Nam Hungary sản xuất (tài liệu [3]). Có 2 lựa chọn là 3K160S2 Pdc=11KW
ndc= 2940v/ph và 3K160S4 Pdc=11KW ndc=1460v/ph
=> Ta chọn động cơ 3K160S4, ndc=1460v/ph
Ghi chú: nếu có nhiều loại động cơ để lựa chọn thì nên ưu tiên loại động cơ có ndc ≈ 1500v/ph
vì đây là loại động cơ
1.2 Phân phối tỉ số truyền :
* Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống
ndc 1460
u∑ = ud .ubr
=
=
= 6.96
nm 209.8
Do ud =
2 ÷5, ta chọn trước :
u∑
ud
6.96
2
ud = 2
⇒
ubr
=
=
= 3.48
Công suất trên trục dẫn xích tải
Pm = 10kW
Công suất trên trục II của HGT
Pm
10
ηkηol 1×0.995
P =
=
=10.05kW
II
Công suất trên trục I của HGT
P
10.05
II
P =
=
=10.31kW
I
ηbrηol 0.98×0.995
Công suất trên trục động cơ
P
10.31
0.96
I
P
=
=
=10.74kW
dc
ηd
Bảng số liệu dùng cho thiết kế các bộ truyền cơ khí:
Trục động cơ Trục I HGT Trục II HGTTrục dẫn xích tải
Trục
10.74
Uđ=2
10.31
10.05
10
Uk=1
Công suất P(KW)
Tỉ số truyền
Ubr=3.48
1460
730
209.8
209.8
Số vòng quay n(v/ph)
Moment xoắn T(N.mm)
70251
134877
457471
455195
P
Lưu ý: Công thức tính mômen xoắn T = 9.55×106
n
Chương 2
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
2.1 Thông số ban đầu khi thiết kế bộ truyền đai thang
Theo bảng số liệu từ chương 1
* Thông số đầu vào : P1 = 10.74 kW; n1 = 1460 v/ph; T1 = 70251 Nmm; u = 2
* Theo hình 4.22 tài liệu [1] => ta chọn đai thang loại B.
* Theo bảng 4.3 tài liệu [1] ta có bp = 14 mm; bo = 17 mm; h = 10.5 mm; y0 = 4 mm; A = 138
mm2; L = 800..6300 mm; T1=40..190Nm ; dmin = 140..280 mm
2.2 Trình tự thiết kế :
2.2.1 Tính d1 :
Ta có dmin = 140 mm => chọn d1 = 1.2× dmin = 1.2 × 140 = 168 (mm)
=> chọn d1 theo tiêu chuẩn : d1 = 180 (mm) (trang 152 tài liệu [1])
2.2.2 Vận tốc vòng :
π.d1.n1 π ×180×1460
v1 =
=
=13,763(m / s) < [v] = 25(m/ s)
60000
60000
=> chấp nhận d1 = 180 (mm)
2.2.3 Tính d2 :
Chọn ξ = 0.02 ⇒ d2 = ud × d1 × (1 - ξ) = 2× 180× (1 – 0.02) = 352,8 mm
=> chọn d2 theo tiêu chuẩn : d2 = 355 mm
2.2.4 Chọn sơ bộ khoảng cách trục a (trang 153 tài liệu [1])
u = 2
vì
nên chọn khỏang cách trục sơ bộ a = 1,2×d2 = 426 mm
d
2.2.5 Kiểm tra điều kiện khỏang cách trục
2(d1 + d2 ) ≥ a ≥ 0,55(d1 + d2 ) + h
2(180 + 355) ≥ a ≥ 0,55(180 + 355) +10.5 1070 ≥ a ≥ 305
=> a sơ bộ thoả điều kiện
2.2.6 Tính chiều dài đai L theo a sơ bộ :
π
.(d1 + d2) (d2 − d1)2
π
(180+355) (355−180)2
L = 2a +
+
= 2×426+
+
=1710mm
2
4a
2
4×426
Theo tiêu chuẩn (trang 127 tài liệu [1]), ta chọn L = 1800 (mm)
2.2.7 Kiểm nghiệm số vòng chạy trong 1 giây
v1 13,763
1
1
i =
=
= 7,65
>
[
i =10
]
L
1,8
s
s
2.2.8 Tính chính xác lại a theo L tiêu chuẩn:
2
2
1
π
π
d − d
2
L −
(d2 + d1
)
+
L −
(d2 + d1
)
−8
2
2
2
a =
a =
4
2
2
π
π
355 − 180
1800 −
(355 + 180
)
+
1800 −
(355 + 180
)
− 8
2
2
2
= 471,7mm ≈ 472mm
4
2.2.9 Góc ôm đai α1 :
α1 > 1200 => d2, d1, a thỏa điều kiện cho phép.
57(d2 − d1)
57(355 −180)
α
1 =180 −
=180 −
≈1590
a
472
2.2.10 Tính số đai Z :
P
1
Z ≥
[P ].Cα .Cu.CL.Cz.Cr.Cv
0
+ P1 = 10,74 kW
+ [P0] = 4 kW
(L0 = 2240 mm – bảng 4.21b tài liệu [1])
−α
1
−159
Cα =1,24×(1− e110 ) =1,24×(1− e 110 ) = 0.948
+
(trang 151 tài liệu [1])
+ Cu = 1.13 (Bảng 4.9 tài liệu [1])
L
1800
2240
6
+
(trang 152 tài liệu [1])
= 0.964
6
CL =
=
L0
+ Cz = 0.9 ( giả sử Z = 4 ~ 6 ) (trang 152 tài liệu [1])
+ Cr = 0.9 (tải trọng va đập nhẹ) (bảng 4.8 tài liệu [1])
2
2
+
(trang 151 tài liệu [1])
Cv = 1− 0.05× (0.01v −1) = 1− 0.05× (0.01×13.763 −1) = 0.955
Số dây đai thang cần thiết
10.74
=>
Z ≥
= 3.36
4×0,948×1,13×0,964×0,9× 0,9×0,955
Chọn Z = 4 (thỏa giả sử Z = 4 ~ 6 khi chọn Cz )
2.2.11 Tính chiều rộng và đường kính ngoài bánh đai (trang 63 tài liệu [2]):
Chiều rộng bánh đai :
B = ( Z - 1 ) × e + 2f = ( 4 - 1 ) × 19 + 2 × 12.5 = 82 mm
Đường kính ngoài bánh đai:
da = d + 2b; ( b = 4.2) ‰ da = 160 + 2×4.2 = 168.4 (mm)
2.2.12 Tính lực tác dụng lên trục :
Lực căng đai ban đầu : (do đai thang nên ứng suất căng ban đầu σ0 = 1.5 MPa)
Fo = σ0 × Z × A = 1.5 × 4 × 138 = 828 N
Lực tác dụng lên trục:
α
159
2
Fr = 2F0 sin( 1 ) = 2×828×sin(
) ≈1628N
2
2.3 Thông số của bộ truyền đai thang:
α1 (0)
159
P1 (kW)
n1 (v/ph)
1460
F0 (N)
828
Fr (N)
1628
u
10.74
2
Z
4
d1 (mm)
180
d2 (mm)
355
a (mm)
472
L (mm)
1800
B (mm)
82
Chương 3
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NGHIÊNG
3.1 Số liệu ban đầu:
Công suất truyền P1 = 10.31 kW
Số vòng quay trục dẫn n1 = 730 v/ph
Ứng suất cho phép:
Mômen xoắn T1 = 134877 Nm
Tỉ số truyền u = 3.48
Ứng suất mỏi tiếp xúc của vật liệu chế tạo 2 bánh răng
σ
= 480MPa
H
Ứng suất uốn của vật liệu chế tạo 2 bánh răng
σ
= 240MPa
F
3.2 Trình tự thiết kế:
3.2.1 Khỏang cách trục a
KHβT
1
3
)
a ≥ 43
(
u +1
(công thức 6.90 tài liệu [1])
ψ ba
[
σ H
02u
]
Do HB<350 và bánh răng lắp đối xứng nên chọn ψ ba = 0.4 (bảng 6.15 tài liệu [1])
ψ ba
u +1
0.4
3.48 +1
ψ bd
=
=
= 0.9 (trang 228 tài liệu [1]). Chọn KHβ = 1.04 (bảng 6.4 tài liệu [1])
2
2
1.04 ×134877
0.4× 4802 × 3.48
3
)
a ≥ 43×
(
3.48 +1
= 146mm
3.2.2 Chọn mô đun:
mn =
0.01 ~ 0.02 a = 1.46 ~ 2.92mm
Chọn theo tiêu chuẩn mn = 2 mm (trang 195 tài liệu [1])
3.2.3 Số răng bánh nhỏ:
2.a.cos
β
2×146× cosβ
Z1 =
=
mn (u +1)
2×
(
3.48 +1
)
0
≤ 200
nên 30,62 ≤ Z1 ≤ 32,27 chọn Z1 = 32 răng.
β
Vì
8 ≤
3.2.4 Số răng bánh lớn:
Z2 = u.Z1 = 3.48× 32 = 111.36 chọn Z2 = 112 răng
3.2.5 Kiểm tra lại số vòng quay trục xích tải :
ndc
ndc
1460
355
1− 0,02
nmtt
=
=
=
= 207,28v/ ph
112
32
u∑ ud ubr
×
180
(
)
Sai số so với số vòng quay mong muốn
nmtt − nm
207,28 − 209,8
∆n =
×100 =
×100 = 1.2% <
[
∆n = 5%
]
nm
209,8
3.2.6 Góc nghiêng răng :
m
Z2 + Z1
2 ×
112 + 32
= cos−1
= cos−1
= 9.490 = 9029'40.29"
n
β
2.a
2×146
3.2.7 Bề rộng bánh răng :
b =ψ ba.a = 0.4×146 = 58,4 mm chọn b=59mm
3.2.8 Đường kính vòng chia bánh nhỏ :
mn.Z1
2× 32
cos9.490
d1 =
=
= 64.89mm
cos
β
3.2.9 Đường kính vòng chia bánh lớn :
mn.Z2
2×112
cos9.490
d2 =
=
= 227,11mm
cos
β
3.2.10 Khoảng cách trục :
d1 + d2 64,89 + 227,11
a =
=
=146mm
2
2
3.3 Kiểm nghiệm ứng suất
3.3.1 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng:
ZM ZH Zε 2.KH .T .
u +1
1
σ 0H
=
≤
[
σ H
]
d1
b.u
Với: ZM = 275 MPa (do vật liệu 2 bánh răng làm bằng thép)
2.cos
β
2.cos9.490
ZH
=
⇒
ZH
=
=1.752
sin(2α
)
sin(2 × 20)
1
1
Zε =
=
= 0.755 ;
εα
1.753
1
1
1
1
cos9,490 = 1.753
Với εα = 1.88 − 3.2
+
cos
β
= 1.88 − 3.2
+
Z1 Z2
32 112
Hệ số tải trọng tính
KH = KHβ KHV KH
α
b
59
Lập tỉ số ψ bd
=
=
= 0.91
d1 64,89
Tra bảng 6.4 tài liệu [1] với ψ bd = 0.91 , bánh răng lắp đối xứng ổ trục và HB=220 ⇒ KH =1.035
β
Vận tốc vòng
π
.d1.n1
π
× 64.89× 730
6×104
v =
=
= 2.48m/ s
6 ×104
Tra bảng 6.3 tài liệu [1] ⇒ chọn cấp chính xác 9. Tra bảng 6.6 tài liệu [1] ⇒ KHV = 1.06
KH = 1.13 (bảng 6.11 tài liệu [1]). Vậy KH = 1.035×1.06×1.13 = 1.24
α
Tỉ số truyền
112
u =
= 3.5
32
Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng
275×1.752×0.755 2×1.24×134877×
3.5 +1
σ 0H
=
= 479MPa
64.89
Vậy σ 0 = 479MPa <
59×3.5
σ H
= 480MPa nên bánh răng đủ bền tiếp xúc.
0
H
(không nên nhỏ hơn 10% và không được lớn hơn 5% so với giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép)
3.3.2 Kiểm nghiệm ứng suất uốn:
Hệ số tải trọng tính
KF = KFβ KFV KF = 1.065×1.13×1 = 1.2
α
Tra bảng 6.4 tài liệu [1] với ψ bd = 0.91, bánh răng lắp đối xứng ổ trục và HB=220
⇒
KF = 1.065 ;
β
Tra bảng 6.6 tài liệu [1]
⇒
KFV = 1.13
;
4 +
εα −1CCX − 5
=1
4 + 1.753 −1 × 9 − 5
KF
=
=
α
4.εα
4×1.753
Số răng tương đương
Z1
cos3
32
cos3 9,49
Ztd
Ztd
=
=
=
= 33,35
r
ă
ng;
ng
nh nên h
1
2
β
Z2
cos3
112
cos3 9,49
=
= 116,73 ră
β
H
ệ
s
ố
d
ạng r
ă
ng (không d
ị
ch ch
ỉ
ệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0)
13.2
13,2
YF = 3.47 +
= 3.47 +
= 3.866
;
1
Ztd
33,35
1
13.2
13,2
YF = 3.47 +
= 3.47 +
= 3.583 ;
2
Ztd
116,73
2
H
ệ
s
ố
xét đế
n
ả
nh hưởng c
ủ
a trùng kh
ớ
p ngang
1
1
Yε =
=
= 0.57
εα 1.753
H
ệ
s
ố
xét đế
n
ả
nh hưởng c
ủ
a góc nghiêng r
ăng
β
sin
β
sin9.490
Yβ =1−εβ
v
ớ
i
εβ = b
= 59×
= 1.548 ;
π
.mn
π × 2
120
9,49
120
Yβ = 1−1.548×
= 0.877
Lự
c vòng trên bánh dẫn
2.T1 2×134877
F =
=
= 4157N
t
d1
64.89
σ F
1
σ F
=
240
240
1
0
2 0
Lập t
ỉ
s
ố
=
= 62 và
= 67 .
YF
3.866
YF
3.583
2
σ F
1
σ F
1
0
2 0
Vì
<
ta tính cho bánh d
ẫn
YF
YF
2
Ứ
ng su
ất u
ố
n t
ạ
i ti t di n nguy hiểm
ế
ệ
KF .YF1.Y .Yβ .F
1.2×3.866× 0.57×0.877× 4157
59× 2
ε
t
σ 0F1
=
=
= 82MPa
b.mn
Vì
σ
0F1 = 82MPa <
σ F1 = 240MPa nên bánh răng đủ bền uốn.
0
3.4 Các thông số của bộ truyền
Kho
Mô
ả
ng cách tr
ụ
c
a = 146 mm
mn = 2 mm
đ
un pháp
S
ố
r
ă
ng
Z1 = 32 r
ă
ng
Z2 = 112 răng
Góc nghiêng
β = 9,490
(β = 9029’40.29”)
d2 = 227.11 mm
da2 = 231.11 mm
di2 = 2223.61 mm
b2 = 59 mm
Đường kính vòng chia
Đương kính vòng đỉnh r
d1 = 64.89 mm
da1 = 68.89 mm
di1 = 59.89 mm
b1 = 63 mm
ă
ng
Đương kính vòng chân r
ng bánh r ng
ng b2 b ng b
ă
ng
B
ề
r
ộ
ă
(b
ề
r
ộ
ằ
ề
rộ
ng tính toán ở trên, bề rộng b1 lớn hơn b2 từ 4-6mm)
3.5 Lực ăn khớp
2.T
2×134877
1
Lự
Lự
Lự
c vòng F = F
=
=
= 4157N
t1
t2
d1
64.89
c d
ọ
c trụ
c
Fa1 = Fa2 = F .tan
β
= 4157× tan9,49 = 695N
t1
F1.tanα nw 4157× tan200
t
c hướng tâm Fr1 = Fr2
=
=
= 1534N
cos9.490
cos
β
Chương 4:
THIẾT KẾ TRỤC
4.1 Vẽ sơ đồ trục:
S
ơ đồ chọn chiều dài các trục
S
ơ đồ phân tích lực tác động lên các trục
4.2 Thiết kế trục I
ng su t mõi u n c
4.2.1 Chọn kích thước chiều dài trục
Bđai = 82 mm ; Bbánhrăng = 63 mm ; Ch
:
Ứ
ấ
ố
ủa vật liệu chế tạo trục [σF]-1 = 50 Mpa;
ọ
n sơ bộ Bổlăn = 20 mm ;
4.2.2 Thay trục bằng dầm sức bền
:
Với T1 = 134877 Nm ; Fr = 1628 N ; Ft1 = 4157 N; Fr1 = 1534 N;
d1
64.89
2
Fa1 = 695 N; Ma1 = Fa1 = 695×
= 22550Nmm
2
4.2.3 Tính phản lực gối tựa
.
Phương trình cân b
ằ
ng mô men trong m
ặt ph
ẳng đứng t
ại gố
i A
A
M X = − Fr .76 + M a + Fr1.65 − RBY .130 = 0
∑
Ph
1
ả
n l
ực tại gối B theo phương đứng
−76.Fr + M a + 65.Fr1
−76 ×1628 + 22550 + 65×1534
1
RBY
=
=
= −11,3N
130
130
Phương trình cân bằng lực theo phương Y
↓
F = −F + R − F + R = 0
∑
r
AY
r1
BY
Y
Ph
ả
n l
ực t
ại gố
i A theo phương đứng
RAY = Fr + Fr1 − RBY = 1628 +1534 −
−11.3
= 3173,3N
Phương trình cân b
ằ
ng mô men trong m
ặt ph
ẳng ngang t
ại A
A
MY = 65.Ft1 −130.RBX = 0
∑
Ph
ả
n l
ự
c t
ại gố
i B theo phương ngang
65
4157
RBX
=
Ft1 =
= 2078,5N
130
2
Phương trình cân bằng lực theo phương X
↓
F = R − F + RBX = 0
∑
X
AX
t1
Ph
ả
n l
ực t
ại gố
i A theo phương ngang
RAX = Ft1 − RBX = 4157 − 2078,5 = 2078,5N
4.2.4 Vẽ biểu đồ nội lực
Biểu đồ mô men trong mặt phẳng đứng Mx (Nmm)
Bi
Bi
ể
u
u
đồ mô men trong mặt phẳng ngang My (Nmm)
ể
đồ mô men xoắn T (Nmm)
4.2.5 Tính mô men tương đương tại tiết diện nguy hiểm
Ti t di n nguy hi m t i v trí l p bánh r ng
ế
ệ
ể
ạ
ị
ắ
ă
Mtd
= =
M X2 + MY2 + 0.75.T 2 232852 +1351032 + 0.75×1348772 = 180108Nmm
4.2.6 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm
.
Ký hi
ệu ti
ết di
ệ
n 1 – 3 là tr
ụ
c 1, ti
ết di
ện th
ứ
3 (t
ừ
trái sang ph
ải)
Mtd
0.1σ F
180108
3
d13
≥
3
=
= 33mm
[
]
0.1×50
−1
Do t
ại ti
ết di
ện nguy hi
ể
m có l
ắp then b
ằng nên ch
ọ
n
d13 = 35mm
T
ừ
d13 ta chọn các đường kính
còn l
ại d11 = 28mm; d12 = 30 mm; d14 = 30 mm.
4.3 Thiết kế trục II
:
4.3.1 Chọn kích thước chiều dài trục II có kho
ảng cách gi
ố
ng trụ
c I
4.3.2 Thay trục bằng dầm sức bền
Với T2 = 457471 Nm ; Ft2 = 4157 N; Fr2 = 1534 N;
d2
227.11
2
Fa2 = 695 N; Ma2 = Fa2
= 695×
= 78921Nmm
2
4.3.3 Tính phản lực gối tựa
.
Phương trình cân b
ằ
ng mô men trong m
ặt ph
ẳng đứng t
ại gố
i A
A
M X = − Fr2 .65 + M a2 − RBY .130 = 0
∑
Phản lực tại gối B theo phương đứng
−65.Fr2 + M a2
−65×1534 + 78921
RBY
=
=
= −159,92N
130
130
Phương trình cân bằng lực theo phương Y
↓
F = +RAY + Fr2 + RBY = 0
Y
∑
Phản lực tại gối A theo phương đứng
RAY = −Fr2 − RBY = −1534 −
−159,92 = −1374.08N
Phương trình cân b
ằ
ng mô men trong m
ặt ph
ẳng ngang t
ại A
MYA = −65.F −130.RBX = 0
∑
t2
Ph
ản l
ực t
ại gố
i B theo phương ngang
−65.Ft2
−65× 4157
RBX
=
=
= −2078,5N
130
130
Phương trình cân bằng lực theo phương X
↓
FX = RAX + F + RBX = 0
t2
∑
Phản lực tại gối A theo phương ngang
RAX = −Ft2 − RBX = −4157 −
− 2078,5 = −2078,5N
4.3.4 Vẽ biểu đồ nội lực
.
Bi
Bi
Bi
ểu
ểu
ểu
đồ mô men trong m
ặ
t ph
ẳ
ng đứng Mx (Nmm)
đồ mô men trong m
ặt ph
ẳng ngang My (Nmm)
đồ mô men xoắn T (Nmm)
4.3.5 Tính mô men tương đương tại tiết diện nguy hiểm
Ti t di n nguy hi m t i v trí l p bánh r ng tr ng nghiêng
ế
ệ
ể
ạ
ị
ắ
ă
ụ ră
Mtd = M X2 + MY2 + 0.75.T 2 = 893152 +1351032 + 0.75× 4574712 = 428007Nmm
4.3.6 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm
.
Ký hi
ệu ti
ết di
ện 2–2 là trục 2, tiết diện thứ 2 (từ trái sang phải)
Mtd
0.1σ F
428007
3
d22
≥
3
=
= 44mm
[
]
0.1× 50
−1
Do t
Ch
mm.
ạ
i ti
ế
t di
ệ
n nguy hi
ể
m có l
ắ
p then b
ằ
ng nên t
ă
ng thêm 5%.
ọ
n
d22 = 48mm
T
ừ
d22 ta ch
ọ
n các đường kính còn lạ
i d21 = 40 mm; d23 = 40 mm; d24 = 38
Chương 5:
THIẾT KẾ Ổ LĂN
5.1 Thiết kế ổ trên trục 1
Lực hướng tâm tác động lên ổ A
FrA = RA = RA2X + RA2Y
=
2078,52 + 3130,452 = 3758N
Lự
c hướng tâm tác động lên ổ B
FrB = RB = RB2X + RB2Y
=
2078,52 + 31,552 = 2079N
Lự
c d
ọc trục Fa1 hướng vào ổ B.
Fa1
695
Lập t
ỉ
s
ố
=
= 0.33 > 0.3
FrB 2079
Fa1
FrB
Do
tr
> 0.3
v
ậ
y ch
ọ
n
ổ
bi đỡ ch
ặ
n 1 dãy. Theo b
ả
ng P2.12 trang 263 tài li
ệu [2], do ngõng
ụ
c củ
a tr
ụ
c 1 theo ph
ầ
n tính tr c có d=30, ch
ụ
ọ
n 2
ổ
lo
ạ
i 46X06 có α = 260 (tr 381 tài li
ệu [1]).
Ký hi
C(kN)
C0(kN) 8,03
ệu 46106 46206 46306
11,2
17,2
12,2
25,6
18,17
(chú ý: ki
ể
u 36000 có α = 120 ki
ể
u 46000 có α = 260 ki
ể
u 66000 có α = 360)
,
,
Theo b ng 11.3 tài li
ả
ệ
u [1] ta có e = 0,68. L
ắp ki
ể
u ch
ữ
“O”.L c d c tr c phụ
ự
ọ
ụ
FSA = e.RA = 0.68 × 3758 = 2555 N
FSB = e.RB = 0.68 × 2079 = 1414N
T
ổ
ng lực dọc trục tác động lên ổ A
F
= FSB − Fa1 = 1414 − 695 = 719N
∑
aA
Vì
F < FSA nên ch
ọ
n l
ạ
i
F
= 2555N
∑
aA
∑
aA
F
2555
∑
aA
Lậ
p t
ỉ
s
ố
=
= 0.68 ≤ e nên tra bảng 11.3 tài liệu [1] ⇒ X = 1; Y = 0
V.FrA 1×3758
T
ả
i tr
ọ
ng tương đương trên
ổ
A.
v
QA =
QA =
X.V.FrA +Y.
F
.Kσ .Kθ
ới V = Kσ = Kθ =1
∑
aA
1×1× 3758 + 0 × 2555 ×1×1 = 3758N = 3,758kN
T
ổ
ng lực dọc trục tác động lên ổ B
F
= FSA + Fa1 = 2555 + 695 = 3250N
∑
aB
F
3250
2079
∑
aB
Lập t
ỉ
s
ố
=
= 1,56 > e nên X = 0.41; Y = 0,87
V.FrB
T
ải trọng tương đương trên ổ B
QB =
0.41×1× 2079 + 0.87 × 3250 ×1×1 = 3680N = 3,68kN
Do QA > QB nên ta tính cho
Tu i thọ ổ
ổ A. Do ổ bi nên m = 3
ổ
60.n1.Lh 60× 730×3× 300×1×8
L =
=
= 315,36 triệu vòng
106
106
Hệ số khả năng tải động
3
Ctt = QA L = 3,758× 3 315,36 = 25,58 kN
Tra b
ảng ch
ọn ổ
46306 có C = 25,6kN > Ctt
Ki m nghi
ể
ệm khả năng tải tĩnh. Tra bảng 11.6 tài liệu [1] ta có X0 = 0,5; Y0 = 0,37
Q0A = X0FrA + Y0
F
= 0,5×3758 + 0,37 × 2555 = 2824N =2,84kN
∑
aA
Q0A = FrA = 3,758 kN
Ch
5.2 Thiết kế ổ trên trục 2
c hướng tâm tác động lên ổ A
ọn Q0Amax = 3,758 kN < C0 =18,17kN. Vậy ổ đủ bền tĩnh.
Lự
FrA = RA = RA2X + RA2Y
=
2078,52 +1374,082 = 2491,64N
Lực hướng tâm tác động lên ổ B
FrB = RB = RB2X + RB2Y
=
2078,52 +159,922 = 2084,64N
Fa2
695
FrA 2491,64
L
ự
c d
ọ
c tr
ụ
c Fa2 hướng vào
y ch
n tính tr
ổ
A. L
ậ
p t
ỉ
s
ố
=
= 0.28 < 0.3
Fa2
FrA
Do
tr
< 0.3
v
ậ
ọ
n
ổ
bi đỡ 1 dãy. Theo b
ảng P2.7 trang 254 tài liệu [2], do ngõng trục của
ụ
c 2 theo ph
ầ
ụ
c có d=40, ch n 2 ổ loại X08.
ọ
Ký hi
ệu 108 208 308 408
C(kN)
13,2 25,6 31,9 50,3
C0(kN) 9,45 18,1 21,7 37
Fa2
C0
0,695
9,45
Gi
ả
s
ử
ch
ọ
n
ổ
108. Lập t
ỉ
s
ố
=
= 0,074
Tra b
p t
ả
ng 11.3 tài liệu [1] ta có e=0,27 (nội suy tuyến tính)
Fa
695
L
ậ
ỉ
s
ố
=
= 0.28 > e
VFrA 1× 2491,64
V
ậ
y X=0,56 ; Y=1,6 (n
ội suy tuyến tính)
T
ả
i tr ng tương đương trên ổ A
ọ
QA =
0,56×1× 2491,64 +1,6× 695
×1×1 = 2507N = 2,51kN
Fa
Do
ổ
B không ch
ị
u l
ự
c d
ọ
c trụ
c nên
= 0 < e . Vậy X=1 ; Y=0;
VFrB
T
ải trọ
ng tương đương trên ổ B
QB =
1×1× 2084,64 + 0 × 0 ×1×1 = 2084,64N = 2,09kN
Do QA > QB nên ta tính cho
Tu i thọ ổ
ổ A. Vì là ổ bi nên m = 3.
ổ
60.n1.Lh 60× 209.8× 3× 300×1×8
L =
=
= 90,63 triệu vòng
106
106
Hệ số khả năng tải động
3
Ctt = QA L = 2,51× 3 90,63 = 11,27kN
Ch
Ki
ọ
n
ổ
108 có C = 13,2kN > Ctt là
đ
úng
ểm nghi
ệm kh
ả
n
ăng t
ải t
ĩ
nh. Tra bảng 11.6 tài liệu [1] ta có X0 = 0,6; Y0 = 0,5
Q0 = X0FrA + Y0Fa = 0,6× 2491,64 + 0,5× 695 = 1843N = 1,84kN
A
Q0 = FrA = 2,49kN Ch
ọ
n Q0Amax = 2,49 kN < C0 =9,45kN. V
t Bài t p l
ậy ổ đủ bền tĩnh.
A
H
ế
ậ
ớn
19 trang
29460
Free
Bạn đang xem tài liệu "Bài tập lớn môn Cơ học máy - Đề số: Phương án số:", để tải tài liệu gốc về máy hãy click vào nút Download ở trên
File đính kèm:
- bai_tap_lon_mon_co_hoc_may_de_so_phuong_an_so.pdf
