Lại sắp đến ngày 83, tôi hỏi thật các ông có cảm thấy cuộc sống và xã hội càng ngày nó càng tạo ra nhiều áp lực tinh thần, tài chính đè nặng lên đàn ông mình không? Cuộc sống đôi khi thật trớ trêu, nhất là khi túi tiền của mình cứ mãi hao hụt mà không rõ nguyên do. Một thằng con trai với mức lương 10 triệu đồng một tháng như tôi giờ đây lại không thể tiết kiệm nổi một đồng. Từ khi có người yêu, mọi thứ dường như đều thay đổi. Mỗi tuần, chúng tôi gặp nhau ít nhất là 2 đến 3 lần. Mỗi lần như thế, chi phí cho việc đi ăn, đi chơi, đi xem phim không bao giờ dưới 300 đến 400 ngàn đồng. Tính ra, một tháng, khoản tiền này đã là một khoản không nhỏ. Và đừng bắt đầu nói về những dịp lễ. Có vẻ như mỗi tháng trôi qua, lại có một dịp lễ nào đó để tôn vinh phụ nữ. Tôi không phàn nàn về việc tôn vinh họ họ xứng đáng với mọi sự tôn trọng và yêu thương. Nhưng mỗi dịp như vậy, tiền mua hoa, mua quà lại khiến tôi phải chi ra ít nhất 2 đến 3 triệu đồng. Tính sơ sơ một năm, số tiền này không hề nhỏ. Tôi biết rằng mình nên học cách quản lý tài chính tốt hơn, nhưng tình yêu đôi khi khiến cho mọi quy tắc trở nên mơ hồ. Tôi yêu cô ấy, và tôi muốn cô ấy hạnh phúc. Nhưng đôi khi, tôi tự hỏi liệu có cách nào để vừa làm được điều đó mà vẫn giữ được chút đỉnh tiền tiết kiệm cho bản thân? Thật sự, tôi cảm thấy mình đang bị cuốn vào một vòng xoáy của việc chi tiêu không ngừng. Mỗi dịp lễ, tôi lại cảm thấy áp lực phải mua những món quà đắt tiền, những bó hoa lộng lẫy để thể hiện tình cảm của mình. Tôi tự hỏi, liệu người yêu tôi có thực sự cần những thứ đó không, hay chỉ là những kỳ vọng mà xã hội đã đặt ra cho chúng ta? Có những lúc tôi cảm thấy mệt mỏi với việc này. Tôi muốn được tự do, muốn được sống một cuộc sống không phải lo lắng về việc chi tiêu quá mức. Tôi muốn tìm lại cảm giác của việc tiết kiệm, của việc có một khoản dự trữ cho những ngày mưa gió. Nhưng rồi tôi lại nghĩ, có lẽ đây chỉ là một phần của cuộc sống. Có lẽ tôi cần phải học cách cân bằng giữa việc chi tiêu cho người yêu và việc quản lý tài chính cá nhân. Có lẽ tôi cần phải trò chuyện cởi mở hơn với người yêu của mình, để cùng nhau tìm ra giải pháp cho vấn đề này. Cuối cùng, tôi biết rằng tình yêu không chỉ là những món quà và bữa ăn xa hoa. Tình yêu là sự chia sẻ, là sự quan tâm lẫn nhau trong từng khoảnh khắc. Và tôi tin rằng, chúng tôi có thể tìm ra cách để vừa có thể tận hưởng cuộc sống, vừa có thể tiết kiệm cho tương lai của mình.
Tính chọn động cơ điện
Chọn hiệu suất các bộ truyền
- Hiệu suất bộ truyền đai thang 0,94 ÷ 0,96 ta chọn η1 = 0,95
- Hiệu suất hộp giảm tốc trục vít – bánh vít một cấp 0,70 ÷ 0,80 chọn η2 = 0,75
- Hiệu suất 2 cặp ổ lăn trên hộp giảm tốc: η3 = 0,9925 2 = 0,985
- Hiệu suất khớp nối trục đàn hồi η4 = 0,98
→ Hiệu suất chung của hệ thống: ηch = η1η2η3η4 = 0,95.0,75.0,985.0,98 ≈ 0,6878
- Công suất trên thùng trộn 6 kW → Công suất động cơ điện = 6
- Chọn số vòng quay sơ bộ: 3000 vòng/phút
→ Chọn động cơ điện 3 pha 3K160S2 với công suất 11kW, có số vòng quay ndc = 2940 vòng/phút
Bảng I.1: Thông số kỹ thuật động cơ điện 3K160S2
Tốc độ 2940 vòng/phút Điện áp 220/380 V
Tỉ số momen cực đại 3
Tỉ số momen khởi động 2,6
Tỉ số dòng điện khởi động 7
Tính chọn động cơ điện
Phân phối tỉ số truyền
Chọn tỉ số truyền các bộ truyền:
- Tỉ số truyền bộ truyền đai thang 2 ÷ 5 ta chọn u1 = 5
- Tỉ số truyền hộp giảm tốc trục vít – bánh vít một cấp 8 ÷ 63 chọn u2 = 28
→ Tỉ số truyền chung của hệ thống truyền động: uch = u1u2 = 5.28 = 140
𝑛 𝑡𝑡 => ntt = 21 vòng/phút Vậy với tỉ số truyền chung hệ thống uch = 140 thì tốc độ thùng trộn là 21 vòng/phút.
Bảng đặc tính kỹ thuật hệ thống truyền động
Bảng I.2: Bảng đặc tính kỹ thuật hệ thống truyền động thùng trộn Động cơ I II Tải
Thiết kế bộ truyền đai
Thiết kế bộ truyền đai
Chọn dạng đai và vật liệu đai
Ta có P1 = 8,72 kW và n1 = 2940 vòng/phút
→ Chọn đai thang loại B: bp = 14 mm, bo = 17 mm, h = 10,5 mm, yo = 4 mm, A = 138 mm 2 , d1 = 125 ÷ 280 mm.
Tính đường kính bánh đai nhỏ
Đường kính bánh đai nhỏ d1 ≈ 1,2.d1min = 1,2.125 = 150 mm, theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính là 160 mm
→ Đường kính bánh đai dẫn d1 = 160 mm.
Chọn hệ số trượt và tính đường kính bánh đai lớn
Chọn hệ số trượt tương đối là ξ = 0,01 Đường kính bánh đai lớn: d2 = ud1(1 – ξ) = 5.160.(1 – 0,01) = 792 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 800 mm
Tính lại tỉ số truyền: 𝑢 = 𝑑 2
160(1−0,01)= 5,05 Sai lệch so với giá trị chọn trước 1%
→ Đường kính bánh đai bị dẫn d2 = 800 mm.
Tính khoảng cách trục và chiều dài dây đai
Chọn sơ bộ khoảng cách trục a: với đường kính d2 = 800 mm và tỉ số truyền u = 5 ta chọn a = 0,9d2 = 0,9.800 = 720 mm
Tính chiều dài dây đai theo khoảng cách trục sơ bộ:
→ Chọn chiều dài đai L = 3250 mm để nối dây đai
Tính lại chính xác khoảng cách trục a theo chiều dài dây đai L:
2(𝑑 1 +𝑑 2 ) ≥ 𝑎 ≥ 0,7(𝑑 1 + 𝑑 2 ) ⇔ 2(160 + 800) ≥ 𝑎 ≥ 0,7(160 + 800) ⇔ 1920 ≥ 𝑎 = 807,6 ≥ 672 → Khoảng cách trục phù hợp
→ Khoảng cách trục a = 807,6 mm và chiều dài dây đai L = 3250 mm
Thiết kế bộ truyền đai
Vận tốc đai và số vòng chạy trong một giây
Vận tốc đai v1 = 24,63 m/s, số vòng chạy của đai trong một giây:
→ Số vòng chạy của đai phù hợp.
Tính toán góc ôm đai
Tính toán số đai
Tính toán các hệ số sử dụng:
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai:
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỉ số truyền u: u = 5 → 𝐶 𝑢 = 1,14
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài dây đai L:
- Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai:
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc:
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng:
Tải va đập nhẹ, làm việc hai ca → 𝐶 𝑟 = 0,6 Với đai loại B, d1 = 160 mm, v1 = 24,63 m/s, ta chọn [𝑃 0 ] = 4,88 𝑘𝑊
Số dây đai được xác định theo công thức:
Chiều rộng bánh đai và đường kính ngoài bánh đai
- Chiều rộng bánh đai: B1 = B2 = 2f + (z – 1)e = 2.12,5 + 3.19 = 82 mm
- Đường kính ngoài bánh đai dẫn: dn1 = d1 + 2b = 160 + 2.4,2 = 168,4 mm
- Đường kính ngoài bánh đai bị dẫn: dn2 = d2 + 2b = 800 + 2.4,2 = 808,4 mm
→ Chiều rộng 2 bánh đai là 82 mm, đường kính ngoài bánh đai dẫn 168,4 mm, đường kính ngoài bánh đai bị dẫn 808,4 mm
Thiết kế bộ truyền đai
Lực tác dụng trên đai và trục
Lực căng đai ban đầu, chọn ứng suất ban đầu cho phép [𝜎 0 ] = 0,8 𝑀𝑃𝑎:
𝐹 𝑣 = 𝜌𝐴𝑣 2 = 1100.138 10 −6 24,63 2 = 92 𝑁 Lực tác dụng lên trục:
Ứng suất trong đai
160 100 = 5 𝑀𝑃𝑎 Ứng suất lớn nhất trong đai:
→ Ứng suất lớn nhất trong đai là 6,28 MPa.
Tuổi thọ đai
Tuổi thọ đai được xác định theo công thức:
→ Tuổi thọ đai là 3260,32 giờ ≈ 203,77 ngày làm việc
Như vậy, trong khoảng thời gian phục vụ 5 năm, cần thay thế dây đai 7 ÷ 8 lần Nguyên nhân lớn nhất ảnh hưởng đến tuổi thọ đai là do vận tốc vòng trên phút lớn n1 = 2940 vòng/phút, công suất lớn P1 = 8,6 kW Do đó cần thay thế định kỳ dây đai mỗi 200 ngày làm việc để đảm bảo an toàn cho con người và thiết bị
Thiết kế bộ truyền trục vít – bánh vít
Thiết kế bộ truyền trục vít – bánh vít
Chọn vật liệu bánh vít, trục vít
Dự đoán vận tốc trượt vs:
Vậy vs ≈ 3,445 m/s, ta chọn cấp chính xác 8
→ Vì vs < 5 m/s, ta chọn vật liệu bánh vít nhóm 2 là đồng thanh không thiếc
BcuAl10Fe4Ni4 đúc trong khuôn kim loại với 𝜎 𝑏 = 600 𝑀𝑝𝑎, 𝜎 𝑐ℎ = 400 𝑀𝑃𝑎
→ Chọn vật liệu cho trục vít là thép C45 được thường hoá để đạt độ rắn > 45 HRC, sau đó được mài và đánh bóng ren vít để tăng khả năng tải.
Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép
Với vật liệu bánh vít nhóm 2, ứng suất tiếp xúc cho phép bánh vít [𝜎 𝐻 ] được xác định theo công thức:
[𝜎 𝐻 ] = (276 ÷ 300) − 25𝑣 𝑠 = (276 ÷ 300) − 25.3,445 = 189,88 ÷ 213,88 ≈ 201,9 MPa Ứng suất uốn cho phép của bánh vít [𝜎 𝐹 ]:
→ Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh vít [𝜎 𝐻 ] = 201,9 MPa, ứng suất uốn cho phép của bánh vít [𝜎 𝐹 ] = 101,3 𝑀𝑃𝑎.
Số mối ren, tỉ số truyền và hệ số đường kính
Vì u = 28 nên số mối ren trục vít z1 = 2 ren
Số răng bánh vít z2 = uz1 = 28.2 = 56 răng
Tỉ số truyền u = 28 đã là giá trị tiêu chuẩn dãy 2
Hệ số đường kính q ≈ 0,26z2 = 0,26.56 = 14,56 → Chọn q = 14
→ Số mối ren trục vít z1 = 2 ren, số răng bánh vít z2 = 56 răng, tỉ số truyền u = 28, hệ số đường kính q = 14
Thiết kế bộ truyền trục vít – bánh vít
Hiệu suất sơ bộ của bộ truyền
Hiệu suất của bộ truyền có thể được xác định theo tỉ số truyền u:
→ Hiệu suất của bộ truyền là 0,774.
Khoảng cách trục và môđun
- Hệ số tải trọng động: Vận tốc trượt vs = 3,445 m/s, cấp chính xác 8 → 𝐾 𝑣 = 1,25
- Hệ số tập trung tải trọng: Tải trọng tĩnh → 𝐾 𝛽 = 1
→ Hệ số tải trọng tính: 𝐾 𝐻 = 𝐾 𝑣 𝐾 𝛽 = 1,25.1 = 1,25
Tính khoảng cách trục 𝛼 𝑤 sơ bộ theo độ bền tiếp xúc cho phép:
Tính môđun m theo khoảng cách trục 𝛼 𝑤 :
Ta chọn m = 8 theo tiêu chuẩn Tiến hành tính lại chính xác khoảng cách trục 𝛼 𝑤 :
Thiết kế bộ truyền trục vít – bánh vít
Các kính thước chính của bộ truyền
Bảng III.1: Các kích thước chính của bộ truyền trục vít - bánh vít
Thông số hình học Công thức
Trục vít Đường kính vòng chia 𝑑 1 = 𝑚𝑞 = 8.14 = 112 𝑚𝑚 Đường kính vòng đỉnh 𝑑 𝑎1 = 𝑑 1 + 2𝑚 = 112 + 2.8 = 128 𝑚𝑚 Đường kính vòng đáy 𝑑 𝑓1 = 𝑑 1 – 2,4𝑚 = 112 − 2,4.8 = 92,8 𝑚𝑚
Chiều dài phần cắt ren trục vít 𝑏 1 ≥ (𝐶 1 + 𝐶 2 𝑧 2 )𝑚 = (11 + 0,06.56) 8 = 114,88 𝑚𝑚
Bánh vít Đường kính vòng chia 𝑑 2 = 𝑚𝑧 2 = 8.56 = 448 𝑚𝑚 Đường kính vòng đỉnh 𝑑 𝑎2 = 𝑚(𝑧 2 + 2) = 8 (56 + 2) = 464 𝑚𝑚 Đường kính vòng đáy 𝑑 𝑓2 = 𝑚(𝑧 2 − 2,4) = 8 (56 − 2,4) = 428,8 𝑚𝑚
Khoảng cách trục 𝑎 𝑤 = 0,5𝑚(𝑞 + 𝑧 2 ) = 0,5.8 (14 + 56) = 280 𝑚𝑚 Đường kính lớn nhất bánh vít 𝑑 𝑎𝑀2 ≤ 𝑑 𝑎2 + 6𝑚
Kiểm nghiệm vận tốc trượt, hệ số tải trọng và hiệu suất
Vận tốc trượt vs được xác định theo công thức:
Hệ số tải trọng tính: 𝐾 𝑣 = 1,25; 𝐾 𝛽 = 1
Hiệu suất η được tính theo công thức:
Tính chính xác ứng suất cho phép
Ứng suất cho phép [𝜎 𝐻 ] được xác định bằng công thức:
[𝜎 𝐻 ] = (276 ÷ 300) − 25𝑣 𝑠 = (276 ÷ 300) − 25.3,48 = 189 ÷ 213 ≈ 201 MPa Sai lệch 0,45% so với giá trị ban đầu
→ Phù hợp với giá trị đã chọn
Thiết kế bộ truyền trục vít – bánh vít
Số răng tương đương, kiểm nghiệm độ bền uốn
Xác định số răng tương đương bánh vít:
Kiểm nghiệm độ bền uốn của bánh vít theo công thức:
→ Độ bền uốn phù hợp.
Tính toán nhiệt
Do vận tốc ma sát khi làm việc lớn, trong bộ truyền trục vít bánh vít sinh ra rất nhiều nhiệt làm dầu nóng lên Công thức xác định nhiệt độ dầu bôi trơn khi làm việc:
- Diện tích bề mặt thoát nhiệt: 𝐴 = 20𝑎 𝑤 1,7 = 20 0,28 1,7 = 2,297
- Hệ số thoát nhiệt qua bệ máy: Thông thường là 𝜓 = 0,3
→ Nhiệt độ dầu khi làm việc phù hợp.
Độ bền và độ cứng trục vít
Để tính toán độ bền trục vít, trước tiên ta phân tích lực tác dụng:
- Lực vòng trục vít và lực dọc trục bánh vít:
- Lực dọc trục trục vít và lực vòng bánh vít:
- Lực hướng tâm trục vít và bánh vít:
𝐹 𝑟1 = 𝐹 𝑟2 = 𝐹 𝑡2 𝑡𝑎𝑛𝛼 = 12613,125 tan(20°) = 4590,8 𝑁 Kiểm nghiệm độ bền trục vít:
- Chọn sơ bộ khoảng cách giữa hai ổ trục: 𝑙 = 𝑑 2 = 448 𝑚𝑚
- Tính tổng momen uốn tương đương trên trục vít:
Thiết kế bộ truyền trục vít – bánh vít
- Tiến hành kiểm tra độ bền trục vít theo ứng suất uốn:
→ Ứng suất uốn nằm trong giới hạn cho phép
Kiểm nghiệm độ cứng trục vít:
- Tính momen quán tính tương đương của mặt cắt trục vít:
- Tính độ võng trục vít:
48.2,1 10 5 4503557,5 = 0,01 𝑚𝑚 Trong đó: Môđun đàn hồi trục vít E = 2,1.10 5 MPa vì làm bằng thép
→ Độ võng nằm trong giới hạn cho phép.
Dầu bôi trơn
Tính hệ số 𝜒 𝑡𝑣 theo công thức:
→ Chọn dầu có độ nhớt động là 20cSt (10 -6 m 2 /s) khi t = 100 o C
Khi nhiệt độ t0 = 40 o C, dầu bôi trơn có độ nhớt:
→ Chọn dầu bôi trơn ISO VG 320.
Thiết kế trục
Thiết kế trục của trục vít
a Chọn vật liệu chế tạo trục:
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép C45, giới hạn bền 𝜎 𝑏 = 736 𝑀𝑃𝑎, giới hạn chảy
→ Ứng suất uốn cho phép [𝜎 𝐹 ] = 48 𝑀𝑃𝑎, ứng suất xoắn cho phép [𝜏] = 22 𝑀𝑃𝑎 b Phân tích lực tác dụng lên trục:
Lực hướng tâm trục vít: 𝐹 𝑟1 = 4590,8 𝑁 c Thiết kế sơ bộ kết cấu trục:
Tính sơ bộ đường kính trục vít:
→ Chọn đường kính nhỏ nhất là 𝑑 = 55 𝑚𝑚 để đảm bảo độ bền
Khoảng cách giữa hai ổ lăn trục vít:
Khoảng cách từ bánh đai bị dẫn đến ổ lăn → Chọn 𝑓 = 120 𝑚𝑚 d Vẽ biểu đồ mômen uốn và xoắn:
Hình IV.1: Các lực tác dụng lên trục vít
Trong mặt phẳng Oyz, phương trình cân bằng mômen:
2000= 706,335 𝑁𝑚 Phương trình cân bằng lực theo trục y:
⇔ 𝑅 𝑦𝐴 = 𝐹 𝑟1 − 𝑅 𝑦𝐵 = 4590,8 − 3865,03 = 725,77 𝑁 Hình IV.2: Các lực tác dụng lên trục vít trên mặt phẳng Oyz
Hình IV.3: Biểu đồ MATLAB mômen trục vít trong mặt phẳng thẳng đứng
Trong mặt phẳng Oxz, phương trình cân bằng mômen:
⇔ 𝑅 𝑥𝐵 = −1418,29 𝑁 Phương trình cân bằng lực theo trục x:
Hình IV.4: Các lực tác dụng lên trục vít trên mặt phẳng Oxz
Hình IV.5: Biểu đồ MATLAB mômen trục vít trong mặt phẳng ngang
Hình IV.6: Biểu đồ mômen xoắn trục vít
Hình IV.7: Biểu đồ MATLAB mômen xoắn trục vít
Theo các biểu đồ mômen thì tiết diện nguy hiểm nhất là tại vị trí C, mômen tương đương tại C được xác định theo công thức:
= 933,63 𝑁𝑚 Xác định đường kính trục tại tiết diện C:
→ Chọn đường kính trục tại C là đường kính vòng đáy trục vít là 92,8 mm e Thiết kế mối ghép then:
Trục có một then tại vị trí bánh đai
Chiều rộng may-ơ bánh đai là 200 mm
→ Chọn chiều dài then là 160 mm
Xác định chiều rộng then:
→ Chọn chiều rộng then b = 16 mm theo tiêu chuẩn
→ Chọn then bằng 16 x 10 x 160, chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 6 mm, chiều sâu rãnh then trên may-ơ bánh đai t2 = 4,3 mm
Kiểm tra độ bền dập của then:
- Do trục làm việc với tốc độ thấp → Ứng suất dập cho phép [𝜎 𝑑 ] = 150 𝑀𝑃𝑎
- Ứng suất dập của then:
Do chọn then bằng theo tiêu chuẩn nên không cần thiết kiểm tra then theo độ bền cắt
→ Điều kiện bền dập của then được thoả f Kiểm nghiệm trục:
Kiểm nghiệm trục tại tiết diện nguy hiểm C:
- Do trục vít liền với trục và 𝜎 𝑏 = 736 𝑀𝑃𝑎 → Hệ số xét đến ảnh hưởng của sự tập trung ứng suất đến độ bền mỏi 𝐾 𝜎 = 2,55 và 𝐾 𝜏 = 1,9
- Biên độ ứng suất uốn:
- Do trục quay → Giá trị trung bình ứng suất uốn 𝜎 𝑚 = 0
- Giá trị ứng suất xoắn do trục quay một chiều:
- Vì d = 92,8 mm → Hệ số kích thước 𝜀 𝜎 = 0,73 và 𝜀 𝜏 = 0,72
- Vì 𝐾 𝜎 = 2,05 → Hệ số tăng bền bề mặt 𝛽 = 2
- Vì C45 là thép cacbon → Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi 𝜓 𝜎 = 0,1 và 𝜓 𝜏 = 0,05
Xác định hệ số an toàn theo ứng suất uốn:
Xác định hệ số an toàn theo ứng suất xoắn:
Xác định hệ số an toàn:
→ Điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện C được thoả, 𝑠 > 3 nên không cần thiết kiểm nghiệm theo độ cứng
23 g Bản vẽ kết cấu trục vít:
Hình IV.8: Bản vẽ kết cấu trục vít
Thiết kế trục bánh vít
a Chọn vật liệu chế tạo trục:
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 40Cr, giới hạn bền 𝜎 𝑏 = 785 𝑀𝑃𝑎, giới hạn chảy
→ Ứng suất uốn cho phép [𝜎 𝐹 ] = 75 𝑀𝑃𝑎, ứng suất xoắn cho phép [𝜏] = 22 𝑀𝑃𝑎 b Phân tích lực tác dụng lên trục:
Lực hướng tâm bánh vít: 𝐹 𝑟2 = 4590,8 𝑁
250 = 22262,8 𝑁 c Thiết kế sơ bộ kết cấu trục:
Tính sơ bộ đường kính trục vít:
→ Chọn đường kính nhỏ nhất là 𝑑 = 90 𝑚𝑚 để đảm bảo độ bền
Chiều dài may-ơ bánh vít:
Chọn khoảng cách từ chi tiết đến thành hộp giảm tốc x = 50 mm
Chọn chiều rộng thành hộp giảm tốc 𝑤 = 100 𝑚𝑚
Khoảng cách giữa các ổ trên bánh vít:
𝑙 ′ = 𝑙 2 + 2𝑥 + 𝑤 = 600 + 2.50 + 100 = 800 𝑚𝑚 Khoảng cách giữa khớp nối trục và ổ lăn → Chọn 𝑓 = 120 𝑚𝑚
25 d Vẽ biểu đồ mômen uốn và xoắn:
Hình IV.9: Các lực tác dụng lên trục bánh vít
Trong mặt phẳng Oyz, phương trình cân bằng mômen:
2000= 538,04 𝑁𝑚 Phương trình cân bằng lực theo trục y:
Hình IV.10: Các lực tác dụng lên trục bánh vít trên mặt phẳng Oyz
Hình IV.11: Biểu đồ MATLAB mômen trục bánh vít trong mặt phẳng thẳng đứng
Trong mặt phẳng Oxz, phương trình cân bằng mômen:
⇔ 𝑅 𝑥𝐵 = 7141,42 𝑁 Phương trình cân bằng lực theo trục x:
⇔ 𝑅 𝑥𝐴 = 12613,125 − 7141,42 − 5565,7 = −94 𝑁 Hình IV.12: Các lực tác dụng lên trục bánh vít trong mặt phẳng Oxz
Hình IV.13: Biểu đồ MATLAB mômen trục bánh vít trong mặt phẳng ngang
Hình IV.14: Biểu đồ mômen xoắn trục bánh vít
Hình IV.15: Biểu đồ MATLAB mômen xoắn trục bánh vít
Theo các biểu đồ mômen thì tiết diện nguyên hiểm nhất là tại vị trí C, mômen tương đương tại C được xác định theo công thức:
= 3944,15 𝑁𝑚 Xác định đường kính trục tại tiết diện C:
→ Chọn đường kính trục tại C là 100 mm vì đường kính nhỏ nhất là 90 mm
29 e Thiết kế mối ghép then:
Mối ghép then tại vị trí bánh vít:
+ Chiều rộng may-ơ bánh vít là 600 mm
→ Chọn chiều dài then l = 450 mm
+ Xác định chiều rộng then bánh vít:
→ Chọn chiều rộng then b = 25 mm theo tiêu chuẩn
→ Chọn then bằng 25 x 14 x 450, chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 9 mm, chiều sâu rãnh then trên may-ơ bánh vít t2 = 5,4 mm
- Kiểm tra độ bền dập của then bánh vít:
+ Do trục làm việc với tốc độ thấp → Ứng suất dập cho phép [𝜎 𝑑 ] = 150 𝑀𝑃𝑎 + Ứng suất dập của then:
Do chọn then bằng theo tiêu chuẩn nên không cần thiết kiểm tra then theo độ bền cắt
→ Điều kiện bền dập của then được thoả
Mối ghép then tại vị trí khớp nối trục:
+ Chiều rộng nửa nối trục bánh vít là 140 mm
→ Chọn chiều dài then l = 110 mm
+ Xác định chiều rộng then bánh vít:
→ Chọn chiều rộng then b = 25 mm theo tiêu chuẩn
→ Chọn then bằng 25 x 14 x 110, chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 9 mm, chiều sâu rãnh then trên may-ơ bánh vít t2 = 5,4 mm
- Kiểm tra độ bền dập của then bánh vít:
+ Do trục làm việc với tốc độ thấp → Ứng suất dập cho phép [𝜎 𝑑 ] = 150 𝑀𝑃𝑎 + Ứng suất dập của then:
Do chọn then bằng theo tiêu chuẩn nên không cần thiết kiểm tra then theo độ bền cắt
→ Điều kiện bền dập của then được thoả
Kiểm nghiệm tại tiết diện nguy hiểm C:
- Do trục có rãnh then và 𝜎 𝑏 = 785 𝑀𝑃𝑎 → Hệ số xét đến ảnh hưởng của sự tập trung ứng suất đến độ bền mỏi 𝐾 𝜎 = 2,05 và 𝐾 𝜏 = 1,9
- Biên độ ứng suất uốn:
- Do trục quay → Giá trị trung bình ứng suất uốn 𝜎 𝑚 = 0
- Giá trị ứng suất xoắn do trục quay một chiều:
- Vì d = 100 mm → Hệ số kích thước 𝜀 𝜎 = 0,62 và 𝜀 𝜏 = 0,7
- Vì 𝐾 𝜎 = 2,05 → Hệ số tăng bền bề mặt 𝛽 = 2
- Vì 40Cr là thép hợp kim → Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi 𝜓 𝜎 = 0,15 và 𝜓 𝜏 = 0,1
Xác định hệ số an toàn theo ứng suất uốn:
Xác định hệ số an toàn theo ứng suất xoắn:
Xác định hệ số an toàn:
→ Điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện C được thoả, không cần thiết kiểm nghiệm theo độ cứng
31 g Bản vẽ kết cấu trục bánh vít:
Hình IV.16: Bản vẽ kết cấu trục bánh vít
Tính chọn ổ lăn trên 2 trục hộp giảm tốc
Tính chọn ổ lăn trên trục vít
Chọn sơ bộ ổ lăn đỡ chặn cỡ nặng 66414, đường kính vòng trong 70 mm, tải trọng động
C = 119000 N, tải trọng tĩnh C0 = 111000 N, 𝛼 = 36° a Lực hướng tâm tác dụng lên ổ:
𝐹 𝑟𝐵 = √𝑅 𝑥𝐵 2 + 𝑅 𝑦𝐵 2 = √1418,29 2 + 3865,03 2 = 4117,04 𝑁 b Lực dọc trục tác dụng lên ổ:
Xác định lực dọc trục phụ tác dụng lên ổ lăn do lực hướng tâm gây ra:
Xác định tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn:
→ ∑ 𝐹 𝑎 𝐵 = 𝑀𝐴𝑋{𝑆 𝐵 , |−𝑆 𝐴 − 𝐹 𝑎 |} = 13015,495 𝑁 c Xác định các hệ số: Ổ lăn sử dụng cho hộp giảm tốc → Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ 𝐾 𝜎 = 1,25
Nhiệt độ làm việc 𝑡℃ ≤ 100 → Hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ(𝑡℃) đến tuổi thọ ổ
1.745,13 = 13,94 > 𝑒 = 0,54 → Hệ số tải trọng hướng tâm XA = 0,45 và hệ số tải trọng dọc trục YA = 1
1.4117,04 = 3,16 > 𝑒 = 0,54 → Hệ số tải trọng hướng tâm XB = 0,45 và hệ số tải trọng dọc trục YB = 1
33 d Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ:
Tuổi thọ ổ lăn xác định theo công thức:
→ Tuổi thọ ổ lăn A là 19822,67 giờ ≈ 1238,92 ngày làm việc Vậy trong khoảng thời gian hoạt động 5 năm, chỉ cần phải thay thế ổ lăn A 1 lần
→ Tuổi thọ ổ lăn B là 7440,76 giờ ≈ 465,05 ngày làm việc Vậy trong khoảng thời gian hoạt động 5 năm, cần phải thay thế ổ lăn B 3 lần
Khả năng tải động tính toán của ổ:
→ Có thể chấp nhận được, thoả điều kiện.
Tính chọn ổ lăn trên trục bánh vít
Chọn sơ bộ ổ lăn đỡ chặn cỡ nhẹ 46218, đường kính vòng trong 90 mm, tải trọng động
C = 87100 N, tải trọng tĩnh C0 = 77700 N, 𝛼 = 26° a Lực hướng tâm tác dụng lên ổ:
34 b Lực dọc trục tác dụng lên ổ:
Xác định lực dọc trục phụ tác dụng lên ổ lăn do lực hướng tâm gây ra:
Xác định tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn:
→ ∑ 𝐹 𝑎 𝐵 = 𝑀𝐴𝑋{𝑆 𝐵 , |−𝑆 𝐴 − 𝐹 𝑎 |} = 3827,2912 𝑁 c Xác định các hệ số: Ổ lăn sử dụng cho hộp giảm tốc → Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ 𝐾 𝜎 = 1,25
Nhiệt độ làm việc 𝑡℃ ≤ 100 → Hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ(𝑡℃) đến tuổi thọ ổ
1.2969,44 = 0,48 ≤ 𝑒 = 0,48 → Hệ số tải trọng hướng tâm XA = 1 và hệ số tải trọng dọc trục YA = 0
1.7323,49 = 0,52 > 𝑒 = 0,48 → Hệ số tải trọng hướng tâm XB = 0,45 và hệ số tải trọng dọc trục YB = 1,13 d Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ:
Tuổi thọ ổ lăn B xác định theo công thức:
→ Tuổi thọ ổ lăn là 606761,9 giờ ≈ 37922,62 ngày làm việc ≈ 126,4 năm làm việc Cả 2 ổ lăn hoạt động tốt trong suốt khoảng thời gian 5 năm làm việc
Khả năng tải động tính toán của ổ:
Tính chọn nối trục đàn hồi
Sử dụng nối trục với chi tiết đàn hồi bằng kim loại để đảm bảo tuổi thọ làm việc, gia công lỗ trục theo kích thước trục nên dễ lắp ráp
Mômen danh nghĩa nối trục:
Hệ số chế độ làm việc hệ thống máy trộn K = 2
Ta chọn nối trục vòng đàn hồi có thể truyền mômen xoắn 2728,57 Nm, chọn nối trục vòng đàn hồi có đường kính d = 90 mm, D0 = 242 mm, dm = 175 mm, l1 = 35 mm, l2 = 70 mm, c = 6 mm, dc = 30 mm, lc = 66 mm, đai ốc M24, z = 10, d0 = 56 mm , l0 = 56 mm
Kiểm tra độ bền uốn của chốt:
𝜋 30 3 242.10 = 56,15 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎 𝐹 ] = 60 𝑀𝑃𝑎 Kiểm tra độ bền dập giữa chốt và vòng cao su:
→ Điều kiện bền uốn và bền dập của nối trục vừa chọn được thoả.