Tính toán động học hệ thống dẫn động cơ khí
Tính chọn động cơ
1.1.1 Xác định công suất yêu cầu của động cơ
Công suất danh nghĩa của băng tải
Công suất ra trục làm việc
Hiệu suất của động cơ η=η ol 4 η kn ❑ d ❑ br 2
Hiệu suất của một cặp ổ lăn : η ol = 0,99
Hiệu suất của bộ truyền bánh răng : η br =¿ 0,98
Hiệu suất của khớp nối: η kn =1
Thay số vào (1) ta có: η=η ol 4 η kn η x ❑ br 2 = 0,99 4 0,96.1 0,98 2 = 0,88
Công suất trên trục động cơ
1.1.2 Xác định số vòng quay của đông cơ
Tốc độ quay trên trục công tác n ct = 60000 v z.t = 60000.0,45
Tỉ số truyền sơ bộ: n dc(sb) =n ct u sb Trong đó : u sb =u d u h (2)
Tra bảng 2.2 ta chọn được tỉ số truyền sơ bộ của u x =¿ 2 u h = 30 (hộp giảm tốc 2 cấp)
Thay số vào (2) ta có: u sb =u X u h =2.30 `
Suy ra : n dc (sb) =n ct u sb =¿ 24.60= 1440 (v/ph)
Chọn số vòng quay đồng bộ : n dc = 1440 (v/ph)
Chọn động cơ phải thả mãn điều kiện
Từ P ct = 3,6 kW & n dc 40 v/ph
Tra bảng phụ lục P 238 1.3 [ I ] ta có động cơ điện
Kí hiệu Động cơ P đ c (KW) n đc
Phân phối tỉ số truyền
1.2.1 Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống
1.2.2 Phân phối tỉ số truyền cho hệ
Tỉ số truyền hộp giảm tốc : U HGT = U 1 U 2 = U U t x = 60,625 3 = 20,208 Trong đó : U x = 3 tỉ số truyền xích (tra bảng 2.4)
U 1 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh
U 2 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm Đối với HGT bánh răng trụ hai cấp khai triển ta tra bảng (3.1) t43 u 1 = 1,2u 2 (2) , theo công thức 3.11 / 43 [TL1]
Tính các thông số trên các trục
Số vòng quay trên trục động cơ: n dc = 1455 (vg/ph)
Số vòng quay trên trục I: n I =n dc 55(v / ph )
Số vòng quay trên trục II: n II = n I u 1 = 1455
Số vòng quay thực của trục công tác là: n III = n II u 2 = 295,73
Công suất làm việc (tính ở trên) là: P lv = 3,17 ( KW )
Công suất trên trục III là :
Công suất trên trục II là :
0,99.0,98 LINKExcel Sheet 8 C:\\Users\\User\\Desktop\\CTM 2012\\ExCTMBRTXT.xlsx Sheet1!R11C4 ¿¿ 0,97 =3,43 kw
Công suất trên trục I là:
0,99.1 =3,46 kW 1.3.3 Mômen xoắn trên các trục
Mômen xoắn thực trên trục động cơ là :
Mômen xoắn trên trục I là :
Mômen xoắn trên trục II là :
Mômen xoắn trên trục III là :
Thông số/Trục ĐC Trục I Trục II Trục III
Xác định các chi tiết chuyển động
Thiết kế bộ truyền xích
- Có 3 loại xích :xích ống ,xích con lăn và xích răng.Trong 3 loại xích trên ta nên chọn xích con lăn để thiết kế vì nó có ưu điểm:
Ma sát trượt trong ống và răng đĩa có thể được thay thế bằng ma sát lăn ở con lăn và răng đĩa, dẫn đến độ bền cao hơn cho xích con lăn so với xích ống Việc chế tạo xích con lăn cũng đơn giản hơn so với xích răng.
- Ngoài ra: Xích con lăn có nhiều trên thị trường suy ra dễ thay thế,phù hợp với vận tốc yêu cầu (69 vòng/phút)
- Vì công suất sử dụng không quá lớn nên chọn xích một dãy.
2.1.2.Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích a.Chọn số răng đĩa xích
Số răng của đĩa xích ảnh hưởng trực tiếp đến độ đều của đĩa bị động khi quay Khi số răng ít, động năng va đập gia tăng, dẫn đến việc xích bị mòn nhanh hơn Do đó, việc lựa chọn số răng tối thiểu cho đĩa xích, thường là đĩa chủ động, là rất quan trọng để đảm bảo hiệu suất và độ bền của hệ thống.
Theo công thức thực nghiệm:
Từ số răng đĩa xích nhỏ suy ra số răng đĩa xích lớn
Chọn Z 2 i Z max b Xác định bước xích Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích ta có:
P t = P.k.k n .k z¿[P].(công thức 5.3 theo tài liệu 'tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí')
Với + P : Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P dc =3,6 KW.
+ P t : là công suất toán (kw)
+[P]: là công suất cho phép(kw)
+kn :Làhệ số vòng quay Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ là: n 01 @0 (vòng/phút) k n =n 01 /n 1 @0/ 295,73= 1,35
Hệ số tải trọng động (kđ) được xác định là kđ = k0 ka kđc kbt kc, trong đó kđ = 1 cho tải trọng va đập nhẹ Hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền (k0) được chọn là k0 = 1 do đường nối tâm các đĩa xích trùng với phương ngang Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích (ka) được chọn là ka = 1 với a = 40 Hệ số điều chỉnh lực căng xích (kđc) cũng được chọn là kđc = 1 vì điều chỉnh được thực hiện bằng một trong các đĩa xích Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn (kbt) được chọn là kbt = 1,3 do môi trường làm việc có bụi nhưng bôi trơn đạt yêu cầu Cuối cùng, hệ số chế độ làm việc của bộ truyền (kc) được xác định là kc = 1,25 cho chế độ làm việc 2 ca.
Như vậy ta có : P t = P.k.k n k z = 3,6.1,625.1,11.1,08=7,01 kW
Theo bảng 5.5 trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí", với tốc độ n = 01 @0 (vòng/phút), bộ truyền xích một dãy được lựa chọn có các thông số như sau: bước xích p = 19,05 mm, đường kính chốt dc = 5,96 mm, chiều dài ống B = 75 mm và công suất cho phép [P] = 8,38 kW.
Thỏa mãn điều kiện mòn: P t¿ [P]=8,38 kW Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p p max c.Khoảng cách trục và số mắt xích:
Khoảng cách trục sơ bộ: a@.p@.19,05v2 mm
Theo công thức 5.12 (tài liêu tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí') số mắt xích: x =2.a/p + (z 1 + z 2 )/2 + (z 2 - z 1 ) 2 p/(4 π 2 a)
4.π 2 762 7,34 Lấy số mắt xích chẵn : X c 8
Để tính lại khoảng cách trục, áp dụng công thức 5.13 từ tài liệu thiết kế hệ dẫn động cơ khí: \( a^* = 0,25 \cdot p \left[ X_c - 0,5 (Z_2 + Z_1) + \sqrt{ \left[ X_c - 0,5 (Z_1 + Z_2) \right]^2 - 2 \cdot (Z_2 - Z_{\pi 1})^2 } \right] \) Khi thay giá trị vào công thức, ta có \( a^* = 0,25 \cdot 19,05 \cdot \left\{ 128 - 0,5 \cdot (23 + 69) + \sqrt{ \left[ 128 - 0,5 \cdot (23 + 69) \right]^2 - 2 \cdot (69 - 23 \pi)^2 } \right\} \), kết quả là 8,55 mm Để đảm bảo xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục cần được giảm một lượng nhất định.
Vậy lấy khoảng cách trục : a = a * - a= 858,55– 2,575 6 (mm).
Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14): i =
imax ` (bảng 5.9 theo tài liệu' tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí')
2.1.3.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích
Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và chịu va đập khi vận hành).
Theo bảng (5.2) tài liệu “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí-T1”, ta có Q1,8 (kN), q1=1,9 (kg)
Hệ số tải trọng động kđ=1
F v : Lực căng do lực li tâm gây ra: F v =q 1 v 2 =1,9.2,16 2 =8,86 (N)
F 0 : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra:
F 0 =9,81.k f q 1 a=9,81.6.1,9.0,855,6 (N) (hệ số võng k f =6 do bộ truyền nằm ngang)
Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền.
2.1.4.Xác định thông số của đĩa xích
Theo công thức (5.17), đường kính vòng chia: d 1 = p sin ( π
69 ) A8,54 mm Đường kính đỉnh răng: d a1 = p [0,5+ cot ( π
Bán kính đáy: với tra theo bảng (5.2) tr78 ta được:
11,91(mm) r =0,5025 d 1 +0,05 =0,5025.11,91+ 0,05= 6,03(mm) Đường kính chân răng: d f 1 =d 1 −2 r9,9−2.6,03= 127,84( mm ) d f 2 =d 2 −2 r A8,54−2.6,03= 406,48(mm)
2.1.5.Xác định lực tác dụng lên trục
F r =k x F t trong đó: k x – Hệ số kể đến trọng lượng của xích: k x =1,15 vì β ≤ 40 0
2.1.6 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích
Thông số Ký hiệu Giá trị
Loại xích Xích ống con lăn
Số răng đĩa xích nhỏ Z 1 23
Số răng của đĩa xích lớn là Z2 = 69, với đường kính vòng chia của đĩa xích nhỏ là d1 = 139,9 mm và đường kính vòng chia của đĩa xích lớn là d2 = 418,54 mm Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích nhỏ là da1 = 148,12 mm, trong khi đường kính vòng đỉnh của đĩa xích lớn là da2 = 427,64 mm.
Bán kính đáy r 6,03 (mm) Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ d f1 127,84 (mm) Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ d f2 406,48 (mm)
Lực tác dụng lên trục F r 1826,154 (N)
Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh
Với đặc điểm của động cơ đã được lựa chọn và yêu cầu từ đề bài, chúng tôi quyết định sử dụng vật liệu cho hai cấp bánh răng giống nhau nhằm đảm bảo tính thống nhất trong thiết kế.
Cụ thể theo bảng 6-1/92[TL1] ta chọn :
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 241-285 có σ b 1 0 MPa ,σ ch 1 X0 MPa
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB 1 = 250
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB= 192-240 có σ b 1 0 MPa ,σ ch 1 X0 MPa
Do tốc độ quay và cường độ làm việc nhỏ hơn bánh nhỏ nên chọn độ rắn bánh lớn thấp hơn 10-15 Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB 2 = 235
2.2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh
Theo bảng 6-2/94[TL1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180 350 ta có:
Trong đó σ H o lim và σ Flim o :là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
S H , S F là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB 1 = 250
Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB 2 = 235
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:
(Vì chọn vật liệu là thép) Xác định hệ số tuổi thọ:
; mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn.
Do chọn độ rắn mặt răng HB N Ho2 do đó lấy hệ số tuổi thọ K HL2 = 1;
N FE2 > N Fo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ K FL2 = 1, tương tự:
K FL1 =1Tính bánh răng chủ động:
Nên lấy hệ số tuổi thọ K HL1 = 1; K FL1 = 1 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:
Z R :Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Z V :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
( Độ rắn mặt răng HB < 350, Z V =0,85.v 0,1 )
K xH :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Y R :Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Y s :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
K xF :Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn.
K FC :Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều => K FC = 1
K HL ; K FL :Hệ số tuổi thọ
S H ; S F : Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn.
:Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở
Flim :Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở
Khi thiết kế sơ bộ ta lấy Z R Z V K xH = 1 và Y R Y s K xF = 1
Bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh trụ răng nghiênh nên theo công thức 6-12 ta có Ứng suất quá tải cho phép:
Trong đó a w : khoảng cách trục
K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng:
Tra bảng 6-5/96[TL1] ta được
T 1 : Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T 1 = 22709,96
: Ứng suất tiếp xúc cho phép u : Tỉ số truyền u = 4,92 b w là chiều rộng vành răng
: Hệ số kể đến sự phân bố không đềi tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc
Theo công thức 6-17[TL1] ta có mô đun bánh răng m=(0,01 0,02).a w = 1,05 2,1
Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 2
Chọn sơ bộ góc nghiêng β o
Số bánh răng nhỏ: z 1 = 2 a w cosβ m.(u+ 1) = 2.105 cos10 °
Tỉ số truyền thực tế sẽ là: u m = z 2 z 1 = 83
Tính lại góc nghiêng β: cosβ = m.( z 1 + z 2 )
=>β o Góc ăn khớp tw tính theo công thức 6-26/101[TL1] cosα tw = z t m cosα a w 2 =(17+83).2 cos20°
Z M :Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số Z M tra trong bảng 6-5/96[TL1]
Z H :Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc với β b là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
Ta có: α t =tan −1 ( tanα cosβ ) 8 ° 50 tanβ b =cosα t tanβ=0,28 => β b = 16 o
tw : Góc ăn khớp tw & o 30 ¿> Z H = √ sin 2.cos 16° ( 2.26.5) =1,55
:Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng Tính theo công thức6-
K H : Hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc, được tính theo thức6-
:Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên bề rộng vành răng Tra bảng 6-7/98[TL1] =>
:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Bánh răng nghiêng => =1,13
:Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số tính theo công thức : với ν H =δ H g 0 v √ u a w m
Theo bảng 6-13/106[TL1] chọn cấp chính xác 9
Theo bảng 6-15/107[TL1] và 6-16/107[TL1] v H b =0,002.73 2,72 √ 4,88 105 =1,84 ( m/ s ) w =❑ ba a w =0,3.1051,5 (mm)
Theo công thức 6-43/108[TL1] ta có
T 1 : Mômen xoắn trên trục chủ động T 1 = 22709,96 m : Môđun pháp m=2 (mm)
21 b w : Chiều rộng vành răng b w 1,5(mm) d w1 : Đường kính vòng lăn bánh chủ động d w1 5,71 (mm)
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y ε = ε 1 α = 1
Với ε α =1,58 là hệ số trùng khớp ngang
Y β : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng β ° →Y β =1− 140 β =0,88
Y F1 ,Y F2 :Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2
Với hệ số dịch chỉnh x 1 =0 x 2 =0
K F : Hệ số tải trọng khi tính về uốn
K Fβ = 1,32 Tra bảng 6-7/98[TL1] với ψ bd =0,94
Y s - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đến tập trung ứng suất
Y R - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , chọn y R = 1
Y xF -Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Y xF = 1 do d a NFo4 do đó lấy hệ số tuổi thọ KFL4 = 1, tương tự:
KFL3 =1 Tính bánh răng chủ động:
Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL3 = 1; KFL3= 1 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:
ZR :Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
ZV :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
( Độ rắn mặt răng HB < 350, ZV=0,85.v 0,1 )
KxH :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
YR :Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Ys :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
KxF :Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn.
KFC :Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều => KFC = 1
KHL; KFL :Hệ số tuổi thọ
SH ; SF : Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn.
:Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở
Flim :Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở
Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1
Bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên theo công thức 6-12 ta có Ứng suất quá tải cho phép:
Trong đó aw : khoảng cách trục
K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng:
Tra bảng 6-5/96[TL1] ta được
T2: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T20764,88 (Nmm)
: Ứng suất tiếp xúc cho phép u : Tỉ số truyền u =4,1 bw là chiều rộng vành răng
: Hệ số kể đến sự phân bố không đềi tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc
504,5 2 4,1 0,3 2,5(mm) ¿ Lấy tròn aw = 170 mm
Theo công thức 6-17[TL1] ta có mô đun bánh răng m=(0,01 0,02).aw = 1,6÷3,2
Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 2
Chọn sơ bộ góc nghiêng β o
Số bánh răng nhỏ: z 3 = 2 a w cosβ m.(u+1 ) = 2.163 cos10 °
Tỉ số truyền thực tế sẽ là: u m2 = z 4 z 3 = 132
Tính lại góc nghiêng β: cosβ = m ( z 3 + z 4 )
=>β o 25 Góc ăn khớp tw tính theo công thức 6-26/101[TL1] cosα tw = z t m cosα a w 2 =(32 +132).2 cos20 °
ZM :Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số ZM tra trong bảng 6-5/96[TL1]
ZH :Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc với βb là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
Ta có: α t =tan −1 ( tanα cosβ ) ,65 ° 39 tanβb=cosαt.tanβ=0,258=> βb = 14,46 o 28
tw: Góc ăn khớp tw% o Z H = √ 2.cos14 sin ( 2.25) ° 28 =1,59
:Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng Tính theo công thức6-36/105[TL1] mà: ε α = [ 1,88 −3,2 ( z 1 1 + z 1 2 ) ] cosβ= [ 1,88−3,2 ( 31 1 + 131 1 ) ] cos15 °25 =1,69
KH: Hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc, được tính theo thức6-39/106[TL1]
:Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên bề rộng vành răng Tra bảng 6-7/98[TL1] => K Hβ =1,05
:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Bánh răng nghiêng => =1,13
:Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số tính theo công thức : với
Theo bảng 6-13/106[TL1] chọn cấp chính xác 9
Theo bảng 6-15/107[TL1] và 6-16/107[TL1] v H =0,002.73 1,027 b √ 4,125 170 = 0,96 ( m / s ) w =❑ ba a w 2 =0,3.170Q(mm)
Theo công thức 6-43/108[TL1] ta có
T2 : Mômen xoắn trên trục chủ động T2= 110764,88 (Nmm) m : Môđun pháp m=2 (mm) b w : Chiều rộng vành răng bwQ(mm) d : Đường kính vòng lăn bánh chủ động dw2f,34 (mm)
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y ε = ε 1 α
= 1 1,69 =0,59 Với ε α =1,73là hệ số trùng khớp ngang
Y β : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng β ° 25→Y β =1− 140 β ° =0,89
YF3,YF4 :Hệ số dạng răng của bánh 3 và 4
Z V 2 7,34 Với hệ số dịch chỉnh x3=0 x4=0
K F : Hệ số tải trọng khi tính về uốn
KFβ = 1,24 Tra bảng 6-7/98[TL1] với ψ bd =0,81
Theo bảng 6.14/107[TL1] chọn KF α = 1,37
Ys - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đến tập trung ứng suất
YR- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , chọn yR= 1
YxF -Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn YxF = 1 do daM00= 0;
- Tính đường kính ở các tiết diện theo công thức : dj = √ 3 0,1.[ M tdj σ ]
Mtdj làtổng momen tương đương tại tiết diện đang tính
Trong bài viết này, chúng ta xem xét ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, cụ thể là thép 45 với đường kính trục sơ bộ dsb = 30 mm Theo bảng 10.5 (tr195/TL1), thép 45 có ứng suất bền b = 750 MPa, từ đó suy ra rằng ứng suất cho phép [] = 63 MPa.
⇒ M td = √ 0 2 +0,75 22709,96 2 = 19667,4 (N.mm) ⇒d = √ 3 0,1.[ M td σ ] = √ 3 19667,4 0,1.63 = 14,6 (mm) Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính trục thì chọn d = 18 (mm)
Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính lắp ổ lăn thì chọn: Chọn d = 20(mm)
Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính trục lắp bánh răng thì chọn: Chọn d = 22 (mm)
Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính trục thì chọn lắp ổ lăn :Chọn d = 20 (mm) b Thiết kế trục II
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Ta có: l21 = 164(mm) ; l22 = 53(mm) ; l23 = 110,5(mm) ; dw1 6,4(mm); dw2c,6(mm) ; TII 0764,88 (N.mm)
Lực hướng tâm: Fr2 = 663,12 (N) ; Fr3 = 1615,26(N)
Lực dọc trục : Fa2 = 388,86 (N) ; Fa3 = 920,84 (N)
- Tính momen uốn ở các tiết diện nguy hiểm :
- Tính đường kính ở các tiết diện theo công thức : dj = √ 3 0,1.[ M tdj σ ]
+ Tiết diện 2-2 :Mx=0; My=0 => Mj=0
Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính lắp ổ lăn thì chọn: d = 30 (mm)
Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính lắp bánh răng thì chọn: d = 32 (mm)
Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính lắp bánh răng thì chọn: d = 32 (mm)
+ Tiết diện 3-3 :Mx=0; My=0 => Mj=0
Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính lắp ổ lăn thì chọn: d = 30 (mm) c Thiết kế trục III
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Ta có: l31 = 164 (mm) ; l32 = 110,5 (mm) ; l33 = 308,5 (mm) ;
Lực hướng tâm: Fr4 = 1615,26 (N)
∑ F y = 0 ⇒ F yE + F yF + F r4 -F rx = 0 ⇒ F yE = − F r 4 - F yF +F rx
- Tính momen uốn ở các tiết diện nguy hiểm :
- Tính đường kính ở các tiết diện theo công thức : dj = √ 3 0,1.[ M tdj σ ]
+ Tiết diện 4-4 :Mx=0; My=0 => Mj=0
Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính lắp ổ lăn thì chọn: d P (mm)
Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính thì chọn: d = 52 (mm)
Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính lắp ổ lăn thì chọn: d = 50 (mm)
+ Tiết diện 5-5 :Mx=0; My=0 => Mj=0 =>> M td = √ M 2 j + 0,75.T 2 j
Theo giá trị tiêu chuẩn của đường kính lắp đĩa xích thì chọn: d = 45 (mm)
Thời gian phục vụ L=6(năm)= 14400 (giờ)
Hình 3.1 Sơ đồ ổ lăn trên trục 1 a Chọn ổ lăn
Phản lực tác dụng lên 2 ổ:
Ta có Fa/Fr= 388,86 / 530,34 = 0,73>0.3 nên theo điều kiện làm việc của trục ta chọn ổ bi đỡ- chặn và có góc tiếp xúc là: α & 0 Đường kính cần chọn ổ lăn: d = 20 (mm)
Tra bảng P2.12-[1] ta chọn ổ lăn đỡ-chặn cỡ trung hẹp có kí hiệu 46304 với: d = 20(mm); D = 52(mm); b = 15(mm); r = 2(mm); r1 = 1(mm);
C = 14 (kN);C0=9,17(kN) b, Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ
Kiểm nghiệm khả năng chịu tải động của ổ
Lực dọc trục: Fat= Fa= 388,86 (N)
9,17 10 3 = 0,04 (với i = 1 là có 1 dãy con lăn,C0 tra bảng phục lục P2.12)
Nên theo bảng 11.4-[1], với góc: α & 0 ta chọn e = 0,68
Vì vòng trong quay nên V = 1.
Theo công thức 11.8-[1], lực dọc trục tác dụng các ổ do lực hướng tâm gây ra:
{ F F s0 s1 =e F =e F r r0 1 =0,68 =0,68 773,26 530,3460,63 R5,81( ( N N ) ) Tổng lực dọc trục tác dụng lên các ổ:
Xác định các hệ số X là hệ số tải trọng hướng tâm, Y là hệ số tải trọng dọc trục: (tra bảng 11.4):
1.530,34 =1,72 >e=¿ X =0,41 ;Y =0,87 Tải trọng động quy ước:
Trong đó: là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, khi là hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, tra bảng 11.3-[1] thì
Như vậy chỉ cần tính cho ổ 1 là ổ chịu lực lớn hơn
Tải trọng động tương đương:
Trong đó: là tải trọng động; m = 3 đối với ổ bi; thời hạn tính bằng triệu vòng quay, với: với Lhi= 14400 (giờ) ¿> L i = 60 1455 14400
Khả năng chịu tải động của ổ (theo công thức 11.1-[1]) ta có: ¿>C d 75,38 √ 3 1257,12602,03( N ),6(kN)¿ C( kN ) Vậy khả năng chịu tải động của ổ đã chọn được đảm bảo.
Kiểm nghiệm khả năng chịu tải tĩnh của ổ
Trong đó: là hệ số tải trọng hướng tâm, dọc trục Tra bảng 11.6-[1] thì ta có:
X 0 =0,5 ;Y 0 =0,37F a 88,86( N ) ; F r S0,34 ( N ) ¿>Q t =0,5 530,34+0,37 388,86 @9,05( N )=0,4( kN ) L i = 60 295,73.14400
10 6 %5,5 (triệu vòng quay) m = 3 đối với ổ bi. ¿>Q e = 4126,05 √ 3 4 8 + 0.8 3 3 8 649,53 ( N )
Khả năng chịu tải động của ổ (theo công thức 11.1-[1]) ta có: ¿> C d 649,53 √ 3 255,5#157,98( N )#,1(kN)¿ C %,6 ( kN ) Vậy khả năng chịu tải động của ổ đa chọn được đảm bảo.
Kiểm nghiệm khả năng chịu tải tĩnh của ổ
Trong đó: là hệ số tải trọng hướng tâm, dọc trục Tra bảng 11.6-[1] thì ta có:
Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo
Hình 3.3 Sơ đồ ổ lăn trên trục III a, Chọn ổ lăn
Phản lực tác dụng lên 2 ổ:
Ta có Fa/Fr = 3101,79 920,84 = 0.29 Fs1 nên lấy Fa1= 2002,12(N)
Xác định các hệ số X là hệ số tải trọng hướng tâm, Y là hệ số tải trọng dọc trục (tra bảng 11.4):
1 3842,67 =0.52> e=¿ X =0,4 ;Y =1,4 Tải trọng động quy ước:
Trong đó: là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, khi là hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, tra bảng 11.3-[1] thì
Q 1 =(1 1 3842,67 +1,4 2002,12).1 1,2y74,76 (N ) Vậy chỉ cần tính ổ 1 là ổ chịu lực lớn hơn
Tải trọng động tương đương:
Trong đó: là tải trọng động. thời hạn tính bằng triệu vòng quay, với: với Lhi= 14400 (giờ) ¿> L i = 60.72,1 14400
10 6 b,29 (triệu vòng quay) m = 10/3 đối với ổ đũa. ¿>Q e y74,76 10/3 √ 4 8 + 0.8 10 3 3 8 p97,94 ( N )
Khả năng chịu tải động của ổ (theo công thức 11.1-[1]) ta có: ¿>C d p97,94.
10 3 √62,29$516,46(N)$,5(kN)¿ C Y,8( kN ) Vậy khả năng chịu tải động của ổ đa chọn được đảm bảo.
Kiểm nghiệm khả năng chịu tải tĩnh của ổ
Trong đó: là hệ số tải trọng hướng tâm, dọc trục Tra bảng 11.6-[1] thì ta có:
X 0 =0,5 ;Y 0 =0,22 cotgα =0.78 F a 0,84 ( N ); F r 842,67 (N ) ¿>Q t =0,5 3842,67 +0,78.920,84&39,59( N )=2,6( kN )