TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI VIỆN CƠ KHÍ BỘ MÔN CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG CƠ KHÍ Đề tài Thiết kế hệ dẫn động Thang máy Giảng viên hướng dẫn TS Nguyễn Văn Tình Sinh viên thực hiện Lê Trung Kiên 20158994 Nguyễn Minh Tuân 20175915 Lớp NUT16 SIE Hà Nội, Năm 2020 MỤC LỤC MỤC LỤC 2 DANH MỤC HÌNH VẼ 4 DANH MỤC BẢNG BIỂU 5 CHƯƠNG 1 Phân tích kết cấu và nguyên lí làm việc của thang máy 6 1 1, Phân tích kết cấu của thang máy 6 1 2, Phân tích nguyên lí làm việc của thang máy 6 CHƯƠNG.
Phân tích kết cấu và nguyên lí làm việc của thang máy
1.1, Phân tích kết cấu của thang máy
Đối trọng là bộ phận quan trọng trong hệ thống cân bằng của thang máy, và khối lượng của nó được lựa chọn dựa trên độ cao của thang máy.
Cáp thang máy được cấu tạo từ các sợi thép cacbon tôi với giới hạn bền kéo từ 1400 đến 1800 N/mm² Các sợi thép này được sản xuất bằng công nghệ kéo nguội, có đường kính từ 0.5 đến 2-3mm, và được bện thành cáp bằng thiết bị chuyên dụng Số lượng dây cáp sẽ thay đổi tùy theo mục đích sử dụng của thang máy.
- Động cơ kéo : Là khâu dẫn động hộp giảm tốc theo vận tốc quy định
- Khớp nối trục đàn hồi: Hạn chế được va chạm khi mở máy do các trục tạo nên, truyền chuyển động từ động cơ sang hộp giảm tốc.
- Puli: dung để treo cabin và đối trọng bằng cáp,
Hộp giảm tốc trục vít bánh vít có tỉ số truyền lớn, thiết kế gọn nhẹ và hoạt động êm ái với độ ồn thấp Thiết bị này truyền động từ động cơ đến puli, giúp tăng momen xoắn và nâng cao công suất tải cho động cơ.
- Cabin: bộ phận mang tải trong thang máy.
1.2, Phân tích nguyên lí làm việc của thang máy
Nguyên lý hoạt động của thang máy bắt đầu khi người dùng ấn nút gọi tầng, tín hiệu được gửi đến hệ thống điều khiển Hệ thống tiếp nhận và xử lý tín hiệu, điều khiển động cơ quay để kéo cabin thang máy đến vị trí đã nhận tín hiệu Khi thang máy dừng, cửa sẽ mở ra và sau đó tự động đóng lại Khi khách ấn nút gọi tầng, tín hiệu sẽ được gửi đến bộ xử lý, phân tích khoảng cách và ưu tiên chọn tầng gần nhất theo chiều đi lên hoặc xuống Quá trình này tiếp tục cho đến khi thang máy đạt tầng cao nhất, sau đó sẽ đổi chiều và lặp lại các bước như trên.
Nguyên lý hoạt động của hệ thống dẫn động bắt đầu từ động cơ, nơi momen xoắn được truyền tới nối trục Nối trục tiếp tục truyền động đến trục vít của hộp giảm tốc, làm cho puli quay Quá trình này tăng dần vận tốc cho đến khi đạt vận tốc giới hạn Cuối cùng, puli chuyển hướng quay theo yêu cầu, giúp cabin di chuyển đến vị trí mong muốn.
Tính toán động học
2.1, Công suất trên trục puli masat
-Bội suất pagang a=1 (vì cabin treo trực tiếp với cáp)
Số puli đổi hướng z n =1 , sử dụng puli đổi hướng f=0,02 => η g =0.9 v d =a.v=1,5 m/s
2.2, Công suất cần thiết trên trục động cơ
Công suất động cơ yêu cầu là : == ,3(kW )
Hiệu suất bộ truyền : =. tv 2 ol
+Hiệu suất của khớp nối, =1 (do nối trục đàn hồi)
+Hiệu suất của cặp ổ lăn, =0,99 ( sử dụng 1 cặp ổ lăn)
+Hiệu suất của bộ truyền trục vít 1 cấp
Số ren z 1 =2 nên chọn tv =0,75
2.3, Xác định số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ
* Xác định đường kính puli ma sát :
Hệ số an toàn : Z p = 12(do Z c >2)
Lực kéo đứt yêu cầu :
S đyc = Z p S 888,9 666,8(Kg) Để cáp không bị đứt thì S đ ≥S đyc
Chọn đường kính cáp : d c = 16 mm (Tra bảng chọn cáp) Đường kính sơ bộ của puli ma sát: D= d c 40d0 (mm)
* Số vòng quay trên trục puli ma sát : n pl ==D,76 (v/ph)
HGT trục vít 1 cấp chọn tỉ số truyền tính toán u sb @
* Số vòng quay đồng bộ của động cơ : n sb =n pl u sb = 44,76.4090,4 v/ph
Chọn động cơ có vòng quay đồng bộ là n đb = 1500v/ph u sb 3,51v/ph
Chọn động cơ thoả mãn điều kiện:
2.5, Xác đinh lại thông số động học
* Tỉ số truyền trục vít bánh vít : u tv ==2,95 Chọn u tv 3.
* Xác định đường kính puli masat :
Số vòng quay thực của puli: n pl ==D,7(v/ph) Đường kính puli masat: D==d0,9 (mm)
Chọn đường kính puli là Dd0 (mm)
* Xác định vận tốc cabin và kiểm tra sai số :
Vận tốc thực của cabin: v cb =,88(m/ph)
Sai số vận tốc: 100%=0,13%(thoả mãn)
* Các thông số động học :
- Số vòng quay trên trục: n I =n đc 75(v/ph) n II =n pl D,7(v/ph)
T II ==213244 (Nmm) Động cơ Trục 1 Trục 2
Bảng 1: Bảng thông số động học
Tính toán thiết kế bộ truyền trục vít bánh vít
Momen xoắn trên trục bị động : T II = 3213244 (Nmm)
Số vòng quay trên trục chủ động : n 1 = n I = 1475 (v/ph)
Tuổi thọ yêu cầu : 36000 giờ
Quan hệ giữa chế độ tải trọng : T ck = 12,9 (Phút)
Chế độ làm việc : Êm
Do v s ≥ 5 m/s => Dùng đồng thanh thiếc
Chọn vật liệu kí hiệu: БpOЦC 6-3-3
Cách đúc: đúc khuôn kim loại σ b 0(MPa);σ ch (MPa)
Chọn vật liệu trục vít : Trục vít làm bằng thép CT45, được mài và đánh bóng cẩn thận
3.3, Xác định ứng suất cho phép
3.3.1, Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép (σ H )
Bánh vít làm bằng đồng thanh thiếc nên sử dụng công thức :
K HL - hệ số tuổi thọ
3.3.2, Xác định ứng suất uốn cho phép (σ F )
Bánh vít làm bằng đồng thanh thiếc nên sử dụng công thức :
K FL - hệ số tuổi thọ : K FL =
3.3.3, Ứng suất khi quá tải
3.4, Xác định thông số bộ truyền
Số mối ren truc vít : z 1 =2
Số răng bánh vít : z 2 =u tv z 1 f
Chọn hệ số tải trọng : K H =1,2
3.4.2, Kiểm nghiệm răng bánh vít về bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc phải thoả mãn điều kiện: σ H =.[σ H ]
Trong đó: kH là hệ số tải động : K H = K Hβ K v kHβ là hệ số phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng
K Hβ =1+.=1,017 k Hv là hệ số tải trọng động.
Trong đó : d w1 : đường kính mặt trụ lăn của trục vít d w1 =(q+2x).m=(18+2.(-0,125)).82 (mm)
Góc vít lăn : γ w =arctan=arctan=6,43°
Hiệu suất bộ truyền thực tế η tt ===0,789
Với góc ma sát: φ=arctan(0,02+)=1,302°
Theo bảng 7.7 tra được cấp chính xác 6
Theo bảng 7.7 tra được k Hv =1,1
Vậy hệ số tải động
=> Điều kiện bền tiếp xúc thỏa mãn
3.4.3, Kiểm nghiệm răng bánh vít về bền uốn Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít thỏa mãn σ F =[σ F ]
Modun pháp của bánh vít: m n =m.cos γ w =8.cos6,43=7,95 d a1 =m.(q+2)=8.(18+2)0 (mm)
Chiều rộng bánh vít: b 2 0,75.d al (do z 1 =2) => b 2 120
Chọn b 2 = 120 Đường kính vòng chia bánh vít: d 2 =m.Z 2 =8.66R8 (mm)
Y F : Hệ số dạng răng với số răng tương đương
Tra bảng 7.8 tài liệu I được Y F = 1,4
Hệ số tải trọng : K F =K H =1,1187 σ F =25,92 (MPa)
=> Điều kiện bền uốn thỏa mãn
3.4.4, Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải
Hệ số quá tải được tính bằng công thức Kqt = Qm/Q1 = 2,5 Để ngăn chặn biến dạng dư hoặc dính bề mặt răng, cần đảm bảo rằng σ Hmax = σ H 8,5 < 320 (MPa) Để tránh biến dạng dư hoặc phá hủy tĩnh chân răng bánh vít, yêu cầu Σ Fmax = σ F 1 < 64 (MPa).
3.4.5, Tính nhiệt truyền động trục vít
Diện tích thoát nhiệt cần thiết
Với P I : Công suất trên trục vít , P I ,26 kW
K t : Hệ số tỏa nhiệt , chọn K t ,5 W/(m 2 o C) ψ : Hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy
K tq ) ứng với vòng quay của quạt n75 vòng/phút β : Hệ số giảm nhiệt do làm việc ngắt quãng β===3,46 t o : Nhiệt độ xung quanh môi trường :to ° η=0,735: Hiệu suất bộ truyền
[t d ]° Nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu do trục vít đặt dưới bánh vít
=> Thỏa mãn về nhiệt độ
3.4.6, Bảng tổng kết thông số bô truyền bánh răng
Thông số Ký hiệu Giá trị
Bánh vít có số răng Z 2 66, với đường kính vòng chia d 1 144 và d 2 528 Đường kính vòng lăn được xác định là d w1 142 và d w2 528 Đường kính vòng đỉnh là d a1 160 và d a2 542, trong khi đường kính vòng đáy là d f1 124,8 và d f2 506,8 Cuối cùng, đường kính mép ngoài bánh vít được ghi nhận là d aM2 554.
Hệ số dịch chỉnh bánh vít x -0,125
Chiều dài đoạn làm ren trục vít b1 119,68
Bảng 2: Bảng thông số bộ truyền bánh răng
Chọn khớp nối, phanh, tính trục, then, ổ lăn
a, Chọn khớp nối
Ta sử dụng loại khớp nối răng liền bánh phanh ZLL Đường kính bánh phanh D 0 = D ph 00 (mm), d dc ` (mm) d min < d đc < d max
Ta chọn loại ZLL4 có các thông số: Đường kính cho phép nối : d 1 , d 2 = 60,63,65,70,71,75 (mm )
Momen xoắn cho phép truyền được: T kn @00 (N.m)
L17 (mm) Đường kính bánh phanh D 0 00 (mm)
b, Kiểm nghiệm khớp nối
Momen tính toán cần truyền qua khớp nối:
Với k là hệ số làm việc, k=3.
c, Lực do khớp nối sinh ra trên trục
Đường kính vòng lăn của bánh răng:
Lực hướng tâm của khớp lên trục ( đặt tại giữa vành răng theo phương trục):
d, Tính toán lại các thông số
Tỉ số truyền trục vít –bánh vít : u tv 3
Hiệu suất của bộ truyền : η tv =0,75
Momen xoắn trên trục I : T I ==1139 (Nmm)
Momen xoắn trên trục động cơ : T dc ==3807 (Nmm)
4.2, Tính trục, then và ổ lăn
4.2.1, Tính toán thiết kế trục
a, Phân tích và tính lực ăn khớp
Hình 1: Sơ đồ lực ăn khớp
Ft1: lực tiếp tuyến tác dụng lên trục I (Ft1 // trục II , ngược chiều quay 1 )
Ft2 : lực tiếp tuyến tác dụng lên trục II (Ft2 // trục I ,cùng chiều quay 2 )
Chọn trục vít là trục chủ động
Trị số của các lực :
Với góc ma sát: φ= 1,302°, góc profin trong măt cắt dọc trục vít : α = 20°
Hình 2 : Sơ đồ phân tích các lực ăn khớp
b, Tính sơ bộ đường kính trục
Chọn sơ bộ đường kính trục trục vít d 1 (0,8…1,2)d dc =(0,8…1,2).60=(48…72) mm
Chọn sơ bộ đường kính trục bánh vít => [τ]0 d 2 =,2
Chọn chiều rộng ổ lăn: b 01 = 31 mm b 02 = 41 mm
c, Sơ đồ tính toán khoảng cách đối với hộp giảm tốc trục vít
Chọn k 3 = 10 mm, h n = 15 mm k3 là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ hn chiều cao nắp ổ và đầu bulong
Chiều dài các mặt trụ: l 11 =(0,9…1)d aM2 U4U4 (mm) l 13 =='7 (mm)
Chiều dài mayơ khớp nối : l mkn =l m12 =(1,4…2,5).d 1 =(84…150)
Hình 3: Sơ đồ tính khoảng cách trục vít
Trục II k 1 = 10 ; k 2 = 10 ; k 3 = 10 ; h n = 15 d 2 = 85 mm ; b 02 A mm chiều dài mayơ bánh vít : l m22 =(1,2…1,8).d 2 =1,53.850 (mm) l m23 =(1,4…2,5).d 2 =2.850 (mm) l 22 =0,5.(l m22 +b 02 )+k 1 +k 2
Hình 4 : Sơ đồ tính khoảng cách trục bánh vít
4.2.2, Xác định kết cấu then và ổ lăn trục I
a, Xác định lực tác dụng và đường kính các đoạn trục
* Xác định lực tác dụng
Hình 5 : Sơ đồ lực trên trục vít
=>Fx0, Fy0, Fy1 ngược chiều so với giả thiết
Ta có sơ đồ phân bố lực:
* Xác định đường kính các đoạn trục
- Momen uốn trong mặt phẳng 0xz: M y0 = l 12 F kn 5,5.13242922 (Nmm)
- Momen uốn trong mặt phẳng 0yz; M x0 =0
Momen uốn tại điểm 0 là :
Đường kính sơ bộ tại nút 0:
Với vật liệu là thép 45 nên ta chọn [σ]P. dsb0==3,65 (mm) + Tại nút 3
- Momen uốn trong mặt phẳng 0yz:M x3max =F y1 '7.3802,353237 (Nmm)
- Momen uốn trong mặt phẳng 0xz: M y3 =F x1 '7.1102,305337,1 (Nmm)
Momen uốn tại điểm 3 là :
Đường kính sơ bộ tại nút 3: dsb3==`,4 (mm) + Tại nút 1
- Momen uốn trong mặt phẳng 0yz: M x1 =F y1 0 0
- Momen uốn trong mặt phẳng 0xz: M y3 =F x1 0 =0
Momen uốn tại điểm 3 là : M 1 =0
Đường kính sơ bộ tại nút 1: dsb3=0
Vậy xác định các đường kính trục như sau :
Chọn khớp nối tại vị trí 2: d2I` mm
b, Tính chọn then
Chỗ lắp then: lắp ở phần khớp nối
Loại then: then bằng Đường kính chỗ lắp then tại vị trí 2 : d=d2I = 60 mm
Chiều dài then : L=(0,8…0,9).lm120…166,7 (mm) => chọn L0 (mm) Chiều rộng rãnh ren : b mm
Chiều sâu rãnh then trên trục I : t1=7 mm
Kiểm nghiệm độ bền then
-Độ bền dập : σd=[σd] chọn [ d ] 0 MPa σd===7,8 Mpa Then thỏa mãn độ bền cắt
c, Tính chọn ổ lăn trục I
Hình 7 : Sơ đồ tính chọn ổ lăn trên trục vít
Khi có trục với khớp nối, cần đảo chiều phản lực tại khớp nối và tính lại phản lực tại các ổ Sau đó, so sánh các phản lực mới tính được với phản lực cũ để xác định trường hợp nào lớn hơn, từ đó chọn phương án tính toán phù hợp.
Khi đổi chiều phản lực tại khớp nối thì ta được:
=> Fa1=12171 Xét ổ 1: ==3,07>1,5 => Chọn ổ đũa côn
Vì ổ 0 không chịu lực dọc trục nên chọn ổ bi đỡ 1 dãy
Chọn loại ổ bi đỡ một dãy
Chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ kí hiệu: 313
- Khả năng tải động : C = 72,4 kN
- Khả năng tải tĩnh : C0 = 56,7 kN
Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ :
Trong đó đối với ổ bi đỡ chịu lực hướng tâm X = 1 Ổ bi đỡ không chịu lực dọc trục nên Y = 0
Vòng trong ổ bi quay nên V = 1
Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ : kt = 1 (vì t 100 0 C ) Đặc tính tải trọng va đập nhẹ kd = 1
Khả năng tải động yêu cầu đối với ổ lăn:
Hình 8: Sơ đồ lực ở ổ đũa côn
Chọn loại ổ đũa côn một dãy cỡ trung rộng có :
Ký hiệu :7613 Đường kính trong : d = 65 mm Đường kính ngoài : D = 140 mm
Khả năng tải động C = 178 kN
Khả năng tải tĩnh C0 = 168 Kn α,33°
Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ lăn:
Fa2=MAX(FsB,) Tính QA,QB (tải trọng động quy ước)
QB=(X.V.FrB+Y.FaB).kt.kd=(0,4.1.2375,4+1,83.12821,6).1.1$413,7
QA=(X.V.FrA+Y.FaA).kt.kd=(0,4.1.2375,6).1.10,24 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn:
Do tải trọng thay đổi nên ta có tải trọng quy ước là:
Khả năng tải động yêu cầu với ổ lăn
4.2.3, Xác định kết cấu then và ổ lăn trục II
a, Xác định lực tác dụng và đường kính các đoạn trục
* Xác định lực tác dụng
Hình 9: Sơ đồ lực trên trục bánh vít
S1, S2 là lực căng cáp 1 và 2; α là góc ôm
S2’=Gdt=Gcab+ψ.Q100+0,5.16000000 Trong đó μ là hệ số masat, α1 là góc ôm trên puly dẫn hướng
=>F x0 , F y1 ngược chiều so với giả thiết
Ta có sơ đồ phân bố lực: z x y 3
* Xác định đường kính các đoạn trục :
Momen uốn trong mặt phẳng XOY : MY1=SX.(l23-l21) 90142,5
Momen uốn trong mặt phẳng YOZ : MX1=SY.(l23-l21) T02974
Momen chống uốn tổng tại nút 1: M1V32111
Đường kính sơ bộ tại nút 1:
Với vật liệu là thép 45 nên ta chọn [σ]P. dsb0==7,9 (mm) + Tại nút 2
Momen uốn trong mặt phẳng 0yz: M x2max = 3186142 (Nmm)
Momen uốn trong mặt phẳng 0xz:M y2 =F x0 l 22 5,5.13621,737089 (Nmm)
Momen uốn tại điểm 2 là :
Đường kính sơ bộ tại nút 2: dsb2==,3 (mm)
Momen uốn trong mặt phẳng 0yz: M x0 =F y0 0 0
Momen uốn trong mặt phẳng 0xz: M y0 =F x0 0 =0
Momen uốn tại điểm 0 là : M 0 =0
Đường kính sơ bộ tại nút 0: dsb0=0
Vậy xác định các đường kính trục như sau :
Chọn khớp nối tại vị trí 3: d35 mm
b, Tính chọn then
* Chọn then cho khớp nối của trục bánh vít :
Loại then: then bằng. Đường kính chỗ lắp then tại vị trí 3:d=d3 = 105 mm
Chiều dài then : L=(0,8…0,9).lm236…153(mm) => chọn L0 (mm)
Chiều rộng rãnh ren: b( mm
Chiều sâu rãnh then trên trục : t1 mm
Chiều sâu rãnh then trên tâm lỗ: t2=6,4 mm
* Kiểm nghiệm độ bền then:
Chọn [ d ] 0 Mpa, chọn vật liệu làm mayo là thép σd==r,86 Mpa chọn L5 (mm) Chiều rộng rãnh ren: b( mm
Chiều sâu rãnh then trên trục : t1 mm
Chiều sâu rãnh then trên tâm lỗ: t2=6,4 mm
* Kiểm nghiệm độ bền then :
Chọn [ d ] 0 Mpa, chọn vật liệu làm mayo là thép σd==t,5 Mpae
Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn:
Do tải trọng thay đổi nên ta có tải trọng quy ước là:
Khả năng tải động yêu cầu với ổ lăn
4.2.4, Kiểm tra trục về độ bền mỏi và bền tĩnh:
a, Trục I
* Kiểm tra trục về độ bền mỏi :
Từ biểu đồ momen và kết cấu trục ,nhận thấy nút 0 và nút 3 là các nút tiết diện nguy hiểm
Hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:
[S] : Hệ số an toàn cho phép, [S]=3 (do trục cần tăng độ cứng)
- Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp
Sσj - Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp
Sτj - Giới hạn bền của trục vít σb0Mpa ( Thép CT45) σ-1=0,436.σb=0,436.85070,6
- Giới hạn mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng τ-1=0,58.σ-1=0,58.370,6!4,95
- Hệ số ảnh hưởng ứng suất uốn trung bình đến độ bền mỏi
Kσdj Chọn phương pháp gia công đạt Ra ( 0,32….0,16) mm, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt : Kx =1
Chọn phương pháp chỉ mài nhẵn và tôi bằng dòng điện cao tần ,ta có hệ số tăng bề mặt trục Ky =1,5
Với đường kính trục d0 5 mm, kiểu lắp k6 ,ta có tỷ số =3,09, =2,35
Kτdo==1,57 Ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng σm0=0 σa0=σmax0 Momen cản uốn :
Trục có tiết diện tròn => W0==&961,24 mm 2 σa0=σmax0===5,67 Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng τm0=0 τa0=τmax0 W00==S922,5
Suy ra tại nút 0 trục đủ độ bền
+ Xét tại nút 3 Đường kính trục d3 = 70 mm, hệ số ảnh hưởng đến ứng suất uốn và xoắn : εσ=0,76 ετ=0,73
Hệ số tập trung ứng suất uốn và xoắn
Trục có tiết diện tròn => W3==3673,95 mm 2
σa3=σmax3==2,6 Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng τm3=0 τa3=τmax3 W03==g347,89
Suy ra tại nút 3 trục đủ độ bền
* Kiểm tra trục về độ bền tĩnh : σchX0(Mpa)
Ta có: σtd=[σ]=0,8.σchF4 Trong đó: σ==1,97 τ===1,91
Trục thoả mãn điều kiện bền tĩnh
4.2.4b, Kiểm nghiệm bền trục I bằng phần mềm SOLIDWORDS Simulation
Bảng 3 : Các lực tác dụng lên trục I
Hình 12 : Biểu đồ đặt lực Kết quả :
Hình 13 : Biểu đồ ứng suất
Vùng màu vàng là vùng chịu ứng suất lớn nhất có :
=> Chi tiết đủ độ bền
c, Trục II
* Kiểm tra trục về độ bền mỏi:
Từ biểu đồ momen và kết cấu trục ,nhận thấy nút 1 và nút 2 là các nút tiết diện nguy hiểm
Hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:
[S] : Hệ số an toàn cho phép, [S]=3(trục cần tăng độ cứng vì tải trọng cao)
- Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất uốn
Sσj - Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất xoắn
Sτj - Giới hạn bền của trục vít σb0Mpa(vật liệu làm trục là thép 45) σ-1=0,436.σb=0,436.85070,6
- Giới hạn mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng τ-1=0,58.σ-1=0,58.370,6!4,95
- Hệ số ảnh hưởng ứng suất uốn trung bình đến độ bền mỏi
Kσdj Chọn phương pháp gia công đạt Ra ( 0,32….0,16) mm, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt : Kx =1
Chọn phương pháp chỉ mài nhẵn và tôi bằng dòng điện cao tần ,ta có hệ số tăng bề mặt trục Ky =1,5
Với đường kính trục d0 0 mm,
Kiểu lắp k6 ,ta có tỷ số =3,09
Kσd1==2,06 Kiểu lắp k6 ,ta có tỷ số =2,35
Kτd1==1,57 Ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng σm1=0 σa1=σmax1 Momen cản uốn :
Trục có tiết diện tròn => W1==0670 mm 2
σa1=σmax1==C,1 Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng τm1=0 τa1=τmax1 W01==&1341,2
Suy ra tại nút 1 trục đủ độ bền
+ Xét tại nút 2 Đường kính trục d2 = 115 mm
Kiểu lắp k6 ,ta có tỷ số =3,09
Kσd2==2,06 Kiểu lắp k6 ,ta có tỷ số =2,35
Kτd2==1,57 Ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng σm2=0 σa2=σmax2 Trục có tiết diện tròn => W2==9311,6 mm 2
σa2=σmax2==#,4 Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng τm2=0 τa2=τmax2 W02==)8623,1
Suy ra tại nút 2 trục đủ độ bền
4.2.4d, Kiểm nghiệm bền trục II bằng phần mềm SOLIDWORDS Simulation
Bảng 4 : Các lực tác dụng lên trục II
Hình 14 : Biểu đồ đặt lưc Kết quả:
Hình 15 : Biểu đồ ứng suất
Vùng màu cam là vùng chịu ứng suất lớn nhất có :
=> Chi tiết đủ độ bền
Tính toán thân hộp
Chiều dày thân hộp: δ=0,003.a+3= 13 (mm)
Chiều dày nắp hộp : δ1= 0,9.δ = 13 (mm)
Chiều cao: h
