Đồ án thiết kế hệ dẫn động băng tải

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Chọn kiểu loại động cơ

Điều kiện chọn động cơ: {

𝑃 đ𝑐 : Công suất cần thiết của động cơ (kW);

𝑃 𝑐𝑡 : Công suất cần thiết của hệ dẫn động (kW);

𝑛 đ𝑐 : Số vòng quay của động cơ (v/ph);

𝑛 𝑠𝑏 : Số vòng quay sơ bộ (v/ph);

𝑇 𝑑𝑛 : Điều kiện khởi động của động cơ;

𝑇 1 : Điều kiện khởi động của hệ thống băng tải

1.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

- Công suất làm việc: lv 1000

F = 4000 N : Lực kéo băng tải v = 1,3 m/s : vận tốc băng tải

- Hiệu suất của hệ thống: 𝜂 = (𝜂 𝑜𝑙 ) 3 𝜂 𝑏𝑟𝑡 𝜂 𝑛 𝜂 𝑘𝑛

- ηol: hiệu suất ổ lăn :0,99 – 0,995 (được che kín)

- 𝜂 𝑏𝑟𝑡 : hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ : 0,96 – 0,98 (được che kín)

- 𝜂 𝑛 : : hiệu suất của bộ truyền ngoài (Bộ truyền đai) : 0,95 – 0.96 (để hở)

Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ: 𝜂 𝑏𝑟𝑡 = 0,98;

Hiệu suất bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai: 𝜂 𝑛 = 0,96;

𝜂 = (𝜂 𝑜𝑙 ) 3 𝜂 𝑏𝑟𝑡 𝜂 𝑛 𝜂 𝑘𝑛 = (0,99) 3 0,98.0,96.0,99 = 0,865 Vậy, công suất cần thiết:

1.1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ

 Số vòng quay của trục làm việc:

 Tỉ số truyền sơ bộ:

Trong đó, tra Bảng 2.4, [1], ta chọn tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền bánh răng trụ là 𝑢 𝑠𝑏.𝑏𝑟𝑡 = 4, và tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền đai là 𝑢 𝑠𝑏.𝑑 = 4

Vậy vòng quay sơ bộ của động cơ:

1.1.3 Chọn động cơ Điều kiện chọn động cơ: {

𝑇 1 = 1,4 Tra Bảng P1.1-P1.9, [1], chọn động cơ K160S4 với các thông số như sau:

Công suất Vận tốc vòng quay

(kg) kW Mã lực 50 Hz 60 Hz K160S4 7,5 10,0 1450 1740 87,5 0,86 5,8 2,2 94

Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền của hệ thống: 𝑢 ℎ𝑡 = 𝑢 đ 𝑢 ℎ𝑔𝑡 = 𝑛 đ𝑐

Do đường kính bánh đai được tiêu chuẩn hóa nên để tránh cho sai lệch tỷ số truyền không vượt quá giá trị cho phép (4%), giá trị của 𝑢 đ nên được chọn theo dãy số sau (tương ứng với dãy đường kính tiêu chuẩn):

Xác định các thông số của hệ thống

 Trục động cơ : Pdc = 6,01 (kW)

 Trục làm việc: Plv = 𝑃 𝐼𝐼 𝜂 𝑘𝑛 𝜂 𝑜𝑙 = 5,5 0,99 0.99= 5,4 (kW)

Bảng thông số trên các trục:

Thông số Động cơ Chủ động Bị động Làm việc

BỘ TRUYỀN ĐAI

Các thông số đầu vào

- Số vòng quay trên trục động cơ : n1 = nđc 50 (v/p)

- Công suất trên trục động cơ : P1 = Pđc = 6,01(kW)

- Tỷ số truyền của bộ truyền đai : uđ = 4

Chọn loại đai và tiết diện đai

- Nếu Pđc < 2 : Chọn đai dẹt,

- Nếu Pđc > 2 : Chọn đai thang,

+Nếu v < 25m/s : Chọn đai thang thường,

+ Nếu v 25m/s: Chọn đai thang hẹp

Từ Hình 4.1, bảng 4.13 trang 59 Ta chọn đai hình thang thường loại A Theo đó thông số kích thước cơ bản của đai được cho trong bảng sau:

A(mm 2 ) Đường kính bánh đai nhỏ d1

Chiều dài giới hạn l (mm) bt b h y0

Chọn thông số của bộ truyền

Chọn đường kính bánh đai nhỏ: d1 = 160 (mm) (Bảng 4.13- trang 59)

⇨ Thỏa mãn điều kiện v < 𝑣 𝑚𝑎𝑥 = 25 m/s ( Đai thường )

2 Tính đường kính bánh đai lớn :

-Đường kính đai lớn được xác định bởi công thức: d 2 = d 1 u.(1-ε) (CT 4.2- Trang 53) Trong đó: u là tỷ số truyền của bộ truyền đai  u = 𝑢 đ = 4

-  là hệ số trượt ,chọn  = 0,02

- d1 là đường kính bánh đai nhỏ sau khi chuẩn hóa

Theo bảng 4.21: Các thông số của bánh đai hình thang ( trang 63) =>d2= 630mm

Như vậy tỷ số truyền thực tế: u tt u tt = d2 / [ d1(1 – ) ] = 630 / [ 160(1 – 0,02 ) ] = 4,02

Sai số tỷ số truyền:

3.Xác định khoảng cách trục a :

Trị số a tính cần phải thỏa mãn điều kiện sau:

Công thức( 4.14) tài liệu [I]- trang 60:

Dựa vào tỉ số truyền 𝑢 𝑑 và đường kính 𝑑 2 = 630 𝑚𝑚 chọn khoảng cách trục a (theo bảng 4.14- Trang 60 tài liệu [I])

4 Xác định chiều dài đai l:

Theo công thức 4.14 tài liệu [I]- Trang60:

= 2529,57 (𝑚𝑚) Theo dãy tiêu chuẩn bảng 4.13 tài liệu [I]- Trang 59: chọn 𝑙 = 2650 𝑚𝑚

- Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:

Theo công thức 4.15 tài liệu [I]-Trang 60:

Từ chiều dài đai tiêu chuẩn cần tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức 4.6 tài liệu [I]- Trang 54:

4 = 663,2 (𝑚𝑚) − ( thỏa mãn đk cho phép về khoảng cách trục)

5 Tính góc ôm trên bánh đai nhỏ:

-Góc ôm 𝛼 1 xác định theo công thức 4.7 tài liệu [I]- T54 với điều kiện: 𝛼 1 ≥ 120 0

663,2 = 139,6 0 Góc 𝛼 1 = 139,6 0 > 120 0 => thỏa mãn điều kiện.

Xác định số đai

Số đai z được tính theo công thức 4.16 tài liệu [I]- trang60:

- Tra bảng 4.19 tài liệu [I]-Trang 62:

- Tra bảng 4.7 tài liệu [I]- Trang 55:

𝑇𝑎 𝑐ó 𝑘 đ = 1,25 (hệ số tải trọng động)

- 𝑐 𝛼 :hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 𝛼 1 (Tra bảng 4.10- trang 57):

- Tra bảng 4.16 tài liệu [I]- Trang 61:

1700 = 1,6 ∶hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai

- Tra bảng 4.17 tài liệu [I]- trang 61

𝑇𝑎 𝑐ó: 𝑐 𝑢 = 1,14 :hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền

Ta có: Cz= 0,90 (Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai)

1.Xác định chiều rộng bánh đai :

- Từ số đai 𝑧 = 2 xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức 4.17 tài lệu [I]

𝐵 = (2 − 1) 𝑡 + 2𝑒 Tra bảng 4.21 tài liệu [I]-trang63: 𝑡 = 15 𝑚𝑚 ; 𝑒 = 10 ; ℎ 0 = 3,3 𝑚𝑚

2 Xác định đường kính ngoài của bánh răng: Đường kính ngoài của bánh đai tính theo công thức 4.18 tài liệu [I]-Trang 63

𝑑 𝑎 = 𝑑 + 2ℎ 0 Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ :

𝑑 1𝑎 = 𝑑 1 + 2ℎ 0 = 160 + 2.3,3 = 158,7 𝑚𝑚 Đường kính ngoài của bánh đai lớn :

Xác định lực căng ban dầu và lực tác dụng lên trục

- Lực căng ban đầu được xác định theo công thức 4.19 tài liệu [I]_Trang 63:

𝐹 𝑣 lực căng do ly tâm sinh ra

Theo công thức 4.20 tài liệu [I]- Trang 64:

Vậy lực căng ban đầu 𝐹 0 = 780.𝑃 1 𝑘 đ

- Lực tác dụng lên trục tính theo công thức 4.21 tài liệu [I]

BẢNG THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN ĐAI

Tỷ số truyền đai thực tế:uđtt 4,02 Khoảng cách trục thực: a (mm) 663,2 Góc ôm : 1 ( ° ) 139,6 Vận tốc vòng đai : v (m/s) 12,14 Đường kính bánh đai nhỏ : d1 (mm) 160 Đường kính bánh đai lớn : 𝑑 2 (mm) 630 Đường kính ngoài bánh đai nhỏ : 𝑑 𝑎1 (mm) 158,7 Đường kính ngoài bánh đai lớn: 𝑑 𝑎2 (mm) 636,6

Bề rộng bánh đai: B(mm) 35

Lực tác dụng lên trục: Fr (N) 734,1

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG THẲNG

XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ ĂN KHỚP

Số răng bánh nhỏ tính sơ bộ:

Vậy số răng bánh răng lớn:

Tổng số răng của cả hai bánh: 𝑍 𝑡 = 𝑍 1 + 𝑍 2 = 22 + 128 = 150 răng

Do đó tỉ số thực sẽ là: 𝑢 𝑡 = 𝑍 2

Sai số tỷ số truyền: ∆𝑢 = |𝑢 𝑡 −𝑢|

Xác địch lại khoảng cách trục: a 𝑤 ∗ = (𝑍 1 + 𝑍 2 ).𝑚

Ta có aw = a 𝑤 ∗ ,  hệ số dịch chuyển x1 = x2 = 0

KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN TIẾP XÚC

Yêu cầu phải đảm bảo H ≤ [H] = ZM ZH Z.√ 2.𝑇 1 𝐾 𝐻 (𝑢+1)

ZM - Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu

ZH - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Z - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

𝑏 𝑤 : chiều rộng vành răng: 𝑏 𝑤 = ba 𝑎 𝑤 = 0,4.225 = 90 mm

𝑑 𝑤 : đường kính vòng lăn của bánh nhỏ (bánh chủ động)

Góc profin răng bằng góc ăn khớp:

128)] = 1,71 Như vậy hệ số kể đến ảnh hưởng của sự trùng khớp răng:

3 = 0,87 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

5,84 + 1 = 65,79 mm Đường kính vòng lăn bánh lớn:

60000 = 1,25 m/s Theo bảng 6.14 ta chọn cấp chính xác 9, khi đó theo trị số tra được ta có 𝐾 𝐻𝛼 =1,13

𝛿 𝐻 : trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra bảng ta có 𝛿 𝐻 = 0,006

𝑔 0 :hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, tra bẳng có 𝑔 0 = 73

2.150165.1,07.1,13 = 1,06 Trong khi đó số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

90.5,84.65,79 2 = 452,78 MPa Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = [σH]sb.ZR.Zv.KxH

Với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó gia công độ nhám Ra = 2,5 1,25 𝜇𝑚

KXh - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Với da< 700mm chọn KxH=1

KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN UỐN

+ KF = 1,19 - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (tra bảng 6 7[I])

+ KF = 1,37 - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp (tra bảng 6 14[I])

+KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức:

2.150165.1,19.1,37 = 1,11 + KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn

Theo bảng 6 18[I] ta có: YF1 = 4,0 ; YF2 = 3,6

1 = 0,58 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Với  là hệ số trùng khớp ngang  = 1,71

+ Yβ: Hệ số kể dến độ nghiêng của răng DO răng thẳng Y β = 1

Như vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo

KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN QUÁ TẢI

7.1.Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc:

Hmax = H K qt (6.48) với Kqt = Tmax/T = 1,4

7.2.Kiểm nghiệm quá tải uốn :

Vậy răng đảm bảo độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền mỏi uốn khi quá tải.

LỰC TÁC DỤNG TRÊN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG

Trên hình vẽ thể hiện lực pháp tuyến Fn nằm trong mặt phẳng pháp tuyến và vuông góc với cạnh răng

Lực Fn được phân ra làm hai thành phần vuông góc: Lực vòng Ft, lực hướng tâm Fr,:

Sơ đồ tác dụng lực lên bộ truyền bánh răng khi làm việc

- Lực tác dụng lên bánh răng thẳng:

65,79 = 4564,98 N + Lực hướng tâm Fr: Fa1 = Fr2 = Ft1.tgaw = 4564,98.tg20 o = 1661,5 N

MỘT SỐ THÔNG SỐ KHÁC CỦA CẶP BÁNH RĂNG

Đường kính đỉnh răng d a1 = d 1 + 2(1 + x 1)m = 65,79 + 2.1.3 = 71,79 (mm) d a2 = d 2 + 2(1 + x 2 )m = 384,21+ 2.1.3 = 390,21 (mm) Đường kính đáy răng d f1 = d 1 − (2,5 − 2 x 1)m = 65,79 – 2,5.3 = 58,29 (mm) d f2 = d 2 − (2,5 − 2 x 2)m = 384,21 – 2,5.3 = 376,71 (mm)

BẢNG THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC

BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ − RĂNG THẲNG

STT Thông số Kí hiệu Giá trị

1 Khoảng cách trục mm aw 225

3 Chiều rộng vành răng mm bw 90

7 Đường kính vòng lăn dw dw1 = 65,79 mm dw2 = 384,21 mm

9 Đường kính vòng chia di d1 = 65,79 mm d2 = 384,21 mm

10 Đường kính đỉnh răng dai da1 = 71,79 mm da2 = 390,21 mm

11 Đường kính đáy răng dfi df1 = 58,29 mm df2 = 376,71 mm

TÍNH TOÁN TRỤC

Chọn khớp nối giữa trục I và động cơ

Chọn kết cấu nối trục:

Sử dụng phương pháp nối trục đàn hồi, hai nửa nối trục với nhau bằng bộ phận đàn hồi, sử dụng bộ phận đàn hồi bằng cao su Nhờ có bộ phận đàn hồi cho nên nối trục đàn hồi có khả năng giảm va đập và trấn động, đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục Ta chọn kết cấu nối trục vòng đàn hồi với những ưu điểm: cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy…

Mômen xoắn cần truyền giữa hai trục : CT (16.1) [II] trang 58 :

Với k: hệ số chế độ làm việc, hệ dẫn động băng tải => k=1,2

Hình vẽ minh họa nối trục vòng đàn hồi

Theo bảng 16-10a trang 68 tài liệu [2] ta có bảng kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi (mm) :

Theo bảng 16-10b trang 69 tài liệu [2] ta có bảng kích thước cơ bản của vòng đàn hồi :

Chọn vòng đàn hồi bằng cao su

+ Kiểm nghiệm độ bền của vòng đàn hồi và chốt :

Theo điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi, công thức trang 69 – Tài liệu

Trong đó :k - Hệ số chế độ làm việc, theo bảng 16 1 - trang 58 tài liệu [II], với máy công tác là xích tải, ta chọn k = 1,2

[𝜎 𝑑 ]- ứng suất dập cho phép của vòng đàn hồi cao su, lấy [𝜎 𝑑 ]= 4 MPa

=> thỏa mãn điều kiện bền dập của vòng đàn hồi cao su

+ Kiểm nghiệm về sức bền của chốt theo công thức:

[𝜎 𝑢 ] - ứng suất uốn cho phép của vật liệu làm chốt, [𝜎 𝑢 ] = (60…80) MPa;

 thỏa mãn điều kiện bền uốn của chốt

Như vậy, khớp nối vòng đàn hồi có các thông số nêu trên là hợp lý

Tra bảng 16-10a [II] ta được D0 = 160 mm

Lực tác dụng lên khớp nối:

Tải trọng tác dụng lên trục

𝐹𝑟đ𝑦 = 𝐹𝑟đ 𝑐𝑜𝑠𝛼 = 734,1 Cos 139,06 o = 554,54 N α là góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài

- Lực ăn khớp từ bộ truyền bánh răng:

65,79 = 4564,98 N + Lực hướng tâm Fr: Fa1 = Fr2 = Ft1.tgaw = 4564,98.tg20 o = 1661,5 N

Chọn vật liệu

Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng vừa thì ta chọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện có HB = 192÷ 240, 𝜎 𝑏 = 750 Mpa, 𝜎 𝑐ℎ = 450 Mpa, ứng suất xoắn cho phép [𝜏] = 15 30 Mpa

Xác định sơ bộ đường kính trục

Theo công thức 10.9/tr 188 [I] đường kính sơ bộ:

=> 𝑑𝑠𝑏1 = 36,85 𝑚𝑚 Điều kiện đường kính trục {𝑑 𝑠𝑏1 = 𝑑 𝑏ả𝑛𝑔

Lấy dsb1 = 40 (mm)(bảng 16-10a) thỏa mãn Kkn.T1≤ Tbảng  150165.1,2 = 180198 <

Xác định chiều dài và đường kính các đoạn trục

4.5.1 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Tra chiều rộng ổ lăn b 0 theo bảng 10.2[1], ta có: Với: dsb1 = 40 (mm) => bo1 = 23 (mm);

Với: dsb2 = 55 (mm) => bo2 = 29 (mm); Áp dụng công thức 10.10 ÷ 10.13/tr 189[I] ta có:

- Chiều dài moay ơ nửa khớp nối (đối với nối trục đàn hồi): lm23 = (1,4 ÷2,5)dsb2 = (1,4÷2,5).55 = (82,5 ÷135) chọn lm23= 120 (mm)

- Chiều dài moay ơ bánh răng nhỏ: lm12 ≥ bw + 5 chọn lm12= 95 (mm)

- Chiều dài moay ơ bánh răng lớn: lm22 ≥ bw + 5 chọn lm22 = 95 (mm)

-Moay ơ bánh đai: lm11 = (1,2÷1,5)dsb1 = (1,2÷1,5).40 = (48÷60) chọn lm11 = 50 (mm)

* Khoảng cách côngxôn trên trục :

- Sử dụng các kí hiệu như sau k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc i: số thứ tự của tiết diện trục, trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng lki : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k

Theo CT 10.14[1] ta có: lcki = 0,5.(lmki + b0) + k3 + hn

+ lcki: khoảng côngxôn (khoảng chìa) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

+ lmki: chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i trên trục k

+ k3 là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

+ hn là chiều cao nắp ổ và đầu bu lông

- Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10.3 [1], ta có:

+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = (8…15) mm; lấy k11 = 12 (mm) ; k12 = 10 (mm)

+ Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp: k2 = (5…15) mm; lấy k21 = 12 (mm) ; k22 = 10 mm

+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = (10…20) mm; lấy k31 ; k32= 15mm

+ Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông: hn = (15…20) mm; lấy hn1 = hn2 = 15 mm

* Trục I : l12 = 0.5lm12 + k31 + hn1 + 0,5b01 = 0,5.95 + 16 + 15 + 0,5.23 = 90 (mm) l13 = 0,5b01 + k21 + k11 + 0,5lm12 = 0,5.23 + 12 + 12 + 0,5.95 = 83 (mm) l11 = 2l13 = 166 (mm)

* Trục II: l23= 0,5(lm22 + b02) + k12 + k22 = 0,5.(95+29) + 10 +10 = 82 (mm) l21 = 2.l23 = l11 = 164 (mm) l22 = 0,5(lm23 + b02) + k32+ hn2 = 0,5.(82 + 29) +15 +15 = 85,5 (mm)

- Theo Hình 10.6[1]: ta có sơ đồ tính khoảng cách giữa các gối đỡ:

4.5.2.Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

Xét trục 1

Sơ đồ các lực tác dụng lên trục một a.Xác định các lực tác dụng lên trục và vẽ biểu đồ nội lực - Các lực tác dụng lên trục I gồm có:

𝐹𝑟đ𝑦 = 𝐹𝑟đ 𝑐𝑜𝑠𝛼 = 734,1 Cos 139,06 o = 554,54 N α là góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài

Lực ăn khớp từ bộ truyền bánh răng:

65,79 = 4564,98 N + Lực hướng tâm Fr: Fr1 = Fr2 = Ft1.tgaw = 4564,98.tg20 o = 1661,5 N Tính 𝑌𝐴,𝑌𝐵 :

Biểu đồ: b.Tính đường kính của trục

Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có dsb1 = 40 (mm), vật liệu chế tạo trục I là thép 45, tôi cải thiện, có 𝜎b ≥ 750 MPa; theo bảng 10 5 [1], ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là:[𝜎] = 63 MPa Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo CT 10.17[I]

  Trong đó:[𝜎] là ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục

Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt,

Theo CT10.15[I]; CT10.16[I] ta có:

Trong đó: Myi ; Mxi mô men uốn trong mặt phẳng yOz và xOz tại các tiết diện i

• Xét các mặt cắt trên trục I:

+ Xét mặt cắt trục tại điểm D - điểm lắp bánh đai:

- Mô men uốn MxD= MyD = 0

- Mô men tương đương trên mặt cắt D:

- Kích thước của trục tại mặt cắt D: dD =√ 𝑀 𝑡𝑑𝐷

+ Xét mặt cắt trục tại điểm A - điểm có lắp ổ lăn:

Từ biều đồ ta có:

- Mô men tương đương trên mặt cắt A:

- Kích thước của trục tại mặt cắt A: dA =√ 𝑀 𝑡𝑑𝐴

+ Xét mặt cắt trục tại điểm C – vị trí có lắp bánh răng 1:

- Mô men tương đương trên mặt cắt C:

- Kích thước của trục tại mặt cắt C: dC =√ 𝑀 𝑡𝑑𝐶

+ Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp ổ lăn B: do mô men tại B = 0 nên ta chọn kích thước tại

Tính chọn then cho trục I Đường kính đoạn trục lắp then: dD = 30mm, dC = 35mm

Theo bảng 9.1a chọn các thông số then bằng: Đường kính

Kích thước tiết diện then

Bán kính góc lượn của rãnh then r b h t 1 t 2 nhỏ nhất lớn nhất dD = 30 8 7 4 2,8 0,16 0,25 dC = 40 12 8 5 3,3 0,25 0,4

Ta chọn: l1 = 0,8 lm11 = 0,8.50 = 40 mm l2 = 0,8.lm12 = 0,8.95 = 76 mm

Theo tiêu chuẩn, tra bảng (9.1a) ta chọn được chiều dài then l1 = 40 mm , l2 = 80 mm

* Kiểm nghiệm sức bền dập cho then :

Theo bảng 9.5[I] với vật liệu chế tạo mayơ là thép, lắp cố định và tải trọng va đập êm có [𝛿 𝑑 ] = 150 MPa

Vậy then tại D đảm bảo sức bền dập

Vậy then tại C đảm bảo sức bền dập

* Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then :

Với tải trọng va đập êm [𝜏 𝑐 ] = 40…60 MPa, Chọn [𝜏 𝑐 ]= 40MPa

30.40.8 = 31,28 ≤ [𝜏 𝑐 ] = 40 𝑀𝑃𝑎 Vậy then tại D đảm bảo sức bền cắt

40.80.12 = 7,82 ≤ [𝜏 𝑐 ] = 40 𝑀𝑃𝑎 Vậy then tại C đảm bảo sức bền cắt

Kết luận : Vậy tại 2 tiết diện D và C trên trục I, then đảm bảo độ sức bền cắt và sức bền dập

4.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

- Khi xác định đường kính trục theo công thức (ct 10 -7), ta chưa xét tới các ảnh hưởng về độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu trình ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt… Vì vậy sau khi xác định được đường kính trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu

- Kết cấu của trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau đây:

[s] - hệ số an toàn cho phép, [s] = (2,5…3); lấy [s] = 2,5 , do đó không cần kiểm nghiệm độ bền cứng của trục

𝑆 𝜎𝑗 𝑆 𝜏𝑗 - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại mặt cắt j theo công thức 10.22 và 10.23 – tài liệu 1

Với -1,-1 - giới hạn mỏi và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng, với thép 45 tôi cải thiện có

 , - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình tới độ bền mỏi, theo bảng 10.7 [I], với b = 750 MPa, ta có:  = 0,1;  = 0,05

- Đối với trục quay , ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên:

- a, a, m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt mà ta đang xét Khi trục quay 2 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, Theo CT10.23[I]:

mj = 0, aj = maxj = Tj/Woj (10.24)

Với Wj , Woj - mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại tiết diện j của trục, được xác định theo bảng 10.6 [I]

Kiểm nghiệm độ bền mỏi cho trục I

Từ biểu đồ momen, ta xác định được mặt cắt nguy hiềm là mặt cắt tại vị B và C Do đó, ta sẽ kiểm nghiệm cho mặt cắt tại vị trí này

• Tại A, từ biểu đồ momen ta có:

 aA = 20,55 Ứng suất xoắn, 𝑊oA 3

Hệ số KdA và KdA được xác định theo các công thức 10.25 và 10.26 [1]:

- Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bóng bề mặt Theo bảng 10 8 [I], ta có:

Kx = 1,1 , với b = 750 MPa, tiện đạt Ra 2,5…0,63;

- Ky - hệ số tăng bền bề mặt trục, tra bảng 10 9[I], Không sử dụng phương pháp tăng bên

 ,  - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục làm bằng vật liệu thép các bon có đường kính d = 30 (mm), theo bảng 10 10 [I], ta có : εσ = 0,88 ; ετ = 0,81;

Kσ , Kτ – trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục, đối với trụccó rãnh then và gia công bằng dao phay ngón Theo bảng 10.12 [I], ta có :

+Tra bảng 10.11 [I] chọn kiểu lắp h6 ta có: K 

Thay các giá trị trên vào (10.25) và (10.26), ta được:

Thay các kết quả trên vào công thức (10.20) và (10.21), ta tính được:

 Theo công thức 10.19-tài liệu 1 ta tính được:

* Kiểm nghiệm bền cho mặt cắt tại C lắp bánh răng

Theo CT bảng 10.6[I] tính momen chống uốn và chống xoắn cho mặt cắt tại C

Trong đó: b là chiều rộng rãnh then bằng: b = 12 mm (tính toán phần chọn then) t1 là chiều sâu của rãnh then: t1= 5 mm ( tính toán trong phần chọn then)

W = 46,54 (N/𝑚𝑚2) Ứng suất xoắn, ta có :

Hệ số Kdj và Kdj được xác định theo các CT10.25[I];CT10.26[I]:

Hệ số KdC và KdC được xác định theo các công thức 10.25 và 10.26 [1]:

Theo công thức 10.19-tài liệu 1 ta tính được:

Vậy trục I đủ điều kiện bền mỏi

Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Trục I

Từ biểu đồ momen ta xác định được mặt cắt nguy hiểm là mặt cắt tại C, vị trí lắp bánh răng thẳng, do đó ta sẽ kiểm nghiệm độ bền tĩnh tại mặt cắt này

Vậy trục I đảm bảo về độ bền tĩnh

Xét trục 2

Sơ đồ các lực tác dụng lên trục II

A Xác định các lực tác dụng lên trục

- Các lực tác dụng lên trục II gồm có:

Lực ăn khớp từ bộ truyền bánh răng:

65,79 = 4564,98 N + Lực hướng tâm Fr: Fr1 = Fr2 = Ft1.tgaw = 4564,98.tg20 o = 1661,5 N

Lực từ khớp nối: Fk

Sử dụng phương pháp nhận xét vẽ nhanh, vẽ được biểu đồ nội lực như hình vẽ :

-Tính đường kính của trục

Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có dsb2 = 70 (mm), vật liệu chế tạo trục II là thép 45, tôi cải thiện, có 𝜎b ≥ 750 MPa; theo bảng 10 5 [1], ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là:[𝜎] = 63 MPa Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo CT 10.17[I]

  Trong đó:[𝜎] là ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục

Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt,

Theo CT10.15[I]; CT10.16[I] ta có:

Trong đó: Myi ; Mxi mô men uốn trong mặt phẳng yOz và xOz tại các tiết diện i

B Xét các mặt cắt trên trục II:

+ Xét mặt cắt trục tại điểm F - điểm có lắp then với khớp nối:

- Mô men uốn MxF = MyF = 0

- Mô men xoắn MzF = TII = 846194,7(N.mm);

- Mô men tương đương trên mặt cắt F:

- Kích thước của trục tại mặt cắt F: 3 732826,1

+ Xét mặt cắt trục tại điểm H - điểm có lắp ổ lăn:

- Mô men uốn MxH = 0 (N.mm);

- Mô men uốn MyH = Fk l22 = 4000.85,5 = 342000(N.mm);

- Mô men xoắn MzH = TII = 846194,7 (N.mm);

- Mô men tương đương trên mặt cắt Q:

- Kích thước của trục tại mặt cắt H: dH = 3 808701,5

+ Xét mặt cắt trục tại điểm E - điểm có lắp bánh răng thẳng

- Đường kính của trục tại mặt cắt E: dE = 3 810651, 22

Tại vị trí lắp bánh răng, đường kính tăng 4%, theo đó đường kính trục là: dE = 52,52 (mm), Ta chọn dE = 55 (mm)

+ Xét mặt cắt trục tại vị trí G lắp ổ lăn Để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngõng trục tại G và H là như nhau:

Chọn dF = 50 (mm) ; dG = dH = 52 (mm) ; dE = 55 (mm)

C.Tính chọn then cho trục II Đường kính đoạn trục lắp then: dF = 50 mm ,dE = 55 mm

Theo bảng 9.1a chọn các thông số then bằng: Đường kính

Kích thước tiết diện then

Bán kính góc lượn của rãnh then r b h t 1 t 2 nhỏ nhất lớn nhất

Ta chọn: l3= 0,8 lm22= 0,8.95 = 76 mm l4= 0,8.lm23 = 0,8.120 = 96 mm

Theo tiêu chuẩn, tra bảng (9.1a) ta chọn được chiều dài then l1 = 80 mm , l2 = 100 mm

* Kiểm nghiệm sức bền dập cho then :

𝑑.𝑙 𝑡 (ℎ−𝑡 1 )≤ [𝛿 𝑑 ]Theo bảng 9.5[I] với vật liệu chế tạo mayơ là thép, lắp cố định và tải trọng va đập êm có [𝛿 𝑑 ] = 150 MPa

Vậy then tại F đảm bảo sức bền dập

Vậy then tại E đảm bảo sức bền dập

* Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then :

Với tải trọng va đập êm [𝜏 𝑐 ] = 40…60 MPa, Chọn [𝜏 𝑐 ] = 40MPa

50.100.14 = 24,2 ≤ [𝜏 𝑐 ] = 40 𝑀𝑃𝑎 Vậy then tại F đảm bảo sức bền cắt

55.80.16 = 24,07 ≤ [𝜏 𝑐 ] = 40 𝑀𝑃𝑎 Vậy then tại E đảm bảo sức bền cắt

Kết luận : Vậy tại 2 tiết diện E và F trên trục II, then đảm bảo độ sức bền cắt và sức bền dập

D.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi