ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA CƠ KHÍ Đề tài 1: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Phương án 8 Giảng viên hướng dẫn: Thầy THÂN TRỌNG KHÁNH ĐẠT Sinh viên thực hiện: NGUYỄN ĐÌNH CƯỜNG Mã số sinh viên: 2112968 Lớp: L01 Thành phố Hồ Chí Minh, 08/03/2024 TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY Đề số 1: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Phương án số: 8 Hệ thống dẫn động xích tải gồm: 1- Động cơ điện; 2- Bộ truyền đai thang; 3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ thẳng một cấp; 4- Nối trục đàn hồi; 5- Xích tải. Số liệu thiết kế: Lực vòng trên xích tải, F(N): 5000 Vận tốc xích tải, v (m/s): 3,5 Số răng đĩa xích tải dẫn, z (răng): 9 Bước xích tải, p(mm): 110 Thời gian phục vụ L, năm: 5 Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ. (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ) Chế độ tải:
TÍNH TOÁN LỰA CHỌN ĐỘNG CƠ
Tính chọn động cơ điện
1.1 Chọn hiệu suất bộ truyền hệ thống
Hiệu suất truyền động của hệ thống:
𝜂 đ = 0,95 Hiệu suất bộ truyền đai thang
𝜂 𝑏𝑟 = 0,97 Hiệu suất hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng một cấp
𝜂 𝑛𝑡 = 0,98 Hiệu suất khớp nối trục đàn hồi
1.2 Tính công suất cần thiết
Công suất làm việc trên trục xích tải:
Vì tải trọng thay đổi theo thời gian nên công suất tương đương được tính như sau:
46 + 14 = 16,92𝑘𝑊 Công suất cần thiết trên trục động cơ:
1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ
Số vòng quay trục bộ phận công tác:
Tỉ số truyền chung của hệ thống:
Chọn tỉ số truyền theo Bảng 3.2[2]:
𝑢 đ = 3 Tỉ số truyền bộ truyền đai thang
𝑢 𝑏𝑟 = 2 Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng trụ 1 cấp
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
𝑛 𝑠𝑏 = 𝑛 𝑐𝑡 𝑢 𝑐ℎ = 212,12 ∗ 6 = 1272,72𝑣𝑔/𝑝ℎ (7) 1.4 Chọn động cơ điện Động cơ điện phải có thông số thoả mãn: 𝑃 đ𝑐 ≥ 𝑃 𝑐𝑡
Theo Bảng P1.3[1], ta chọn động cơ 4A180S2Y3
Các thông số động cơ điện:
Tên động cơ Công suất
Vận tốc quay (vg/ph)
Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền thực sự:
Tỉ số truyền qua bộ truyền đai tính lại: 𝑢 đ = 3
Tỉ số truyền qua hộp gảm tốc bánh răng trụ tính lại:
Lập bảng thông số đặc tính kỹ thuật
3.1 Tính công suất trên các trục
Công suất trên trục III:
𝑃 𝐼𝐼𝐼 = 𝑃 𝑐𝑡 = 17,5𝑘𝑊 Công suất trên trục II:
Công suất động cơ điện:
3.2 Số vòng quay trên các trục
Số vòng quay của động cơ điện:
Số vòng quay đầu ra sau khi qua đai:
Số vòng quay của bộ xích sau khi qua hộp giảm tốc:
Chọn hệ số truyền của nối trục đàn hồi bằng 1:
THIẾT KẾ ĐAI THANG
Chọn dây đai
Với công suất động cơ 20,18𝑘𝑊 và số vòng quay 1470 𝑣𝑔/𝑝ℎ theo Hình 4.22a[2] ta chọn đai thang loại C
Dựa vào Bảng 4.3[2] ta chọn đai thang loại C với các thông số như sau:
Tính đường kính bánh đai
𝑑 1 = 1,2𝑑 𝑚𝑖𝑛 = 1,2 ∗ 200 = 240𝑚𝑚 (19) Theo tiêu chuẩn đai thang ta chọn 𝑑 1 = 250𝑚𝑚
Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối 𝜉 = 0,01 Với tỉ số truyền 𝑢 = 3 khi đó ta có:
𝑑 2 = 𝑢𝑑 1 (1 − 𝜉) = 3 ∗ 250(1 − 0,01) = 742,5𝑚𝑚 (20) Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑑 2 = 800𝑚𝑚
Sai lệch so với giá trị chọn trước 7,12%
Tính khoảng cách trục a
Khoảng cách trục nhỏ nhất được xác định theo công thức:
2100 ≥ 𝑎 ≥ 591 Với 𝑢 = 3 ta có thể chọn sơ bộ 𝑎 = 𝑑 2 = 800 (𝑚𝑚)
Khi đó ta có chiều dài tính toán của dây đai:
4 ∗ 800 = 3343,87𝑚𝑚 Theo Bảng 4.3[2], ta chọn đai có chiều dài 𝐿 = 4000𝑚𝑚
Tính toán lại khoảng cách trục a:
Giá trị a vẫn thoả trong khoảng cho phép.
Tính vận tốc và kiểm tra số vòng chạy trong một ngày
Số vòng quay của đai trong một giây:
Với [𝑖] = 10𝑠 −1 Do đó thoả mãn điều kiện 𝑖 ≤ [𝑖]
Tính góc ôm đai
Góc ôm đai bánh đai nhỏ:
Tính số đai sử dụng
Các hệ số sử dụng:
Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai:
Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc:
Hệ số xét đến ảnh hưởng tỷ số truyền u:
Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai 𝐶 , ta chọn sơ bộ bằng 1
Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng:
Vì tải tính toán là tải va đập nhẹ chọn 0,7; làm việc 2 ca giảm 0,1
Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:
Theo Bảng 4.8[2], ta chọn 𝑃 0 = 9,18 𝑘𝑊 khi 𝑑 = 250𝑚𝑚; 𝑣 ≈ 20𝑚/𝑠 cho đai loại C
Số dây đai được xác định theo công thức:
Ta chọn lại 𝐶 𝑧 = 0,9 khi đó:
(Các số liệu tính toán trên được lấy theo tiêu chuẩn trong Tài liệu [2])
Tính chiều rộng các bánh đai và đường kính d các bánh đai
Từ số đai z có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo Công thức 4.17[1]:
𝐵 = (𝑧 − 1)𝑡 + 2𝑒 = (5 − 1) ∗ 25,5 + 2 ∗ 17 = 136𝑚𝑚 (31) Đường kính ngoài của bánh đai theo Công thức 4.18[1]:
𝑑 𝑎2 = 𝑑 2 + 2ℎ 0 = 800 + 2 ∗ 5,7 = 811,4𝑚𝑚 (33) Trong đó: ℎ 0 = 5,7; 𝑡 = 25,5; 𝑒 = 17 là các giá trị Bảng 4.21[1]
Xác định các lực của bộ truyền đai
Lực căng đai ban đầu:
2 𝑒 𝑓𝛼 − 1 ≤ 𝐹 0 ≤ 𝐴 𝜎 0 = 𝐴 1 𝑧 𝜎 0 (34) Để tránh xảy ra hiện tượng trượt trơn ta chọn:
𝐹 0 = 𝐴 𝜎 0 = 𝐴 1 𝑧 𝜎 0 = 230 ∗ 5 ∗ 1,5 = 1725𝑁 (35) Trong đó: 𝜎 0 là ứng suất do lực căng ban đầu gây nên, ứng với đai thang ta giới hạn
𝐴 1 là diện tích mặt cắt ngang của đai C theo Bảng 4.3[2] z là số dây đai Lực căng mỗi dây đai:
Lực vòng có ích trên mỗi dây đai:
Khi đó ta có lực căng trên nhánh căng:
Lực căng trên nhánh trùng:
Lực tác dụng lên trục:
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Thông số cho trước
Số vòng quay trục dẫn 𝑛 1 = 490𝑣𝑔/𝑝ℎ
Số vòng quay trục bị dẫn 𝑛 2 = 212,12𝑣𝑔/𝑝ℎ
Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
Chọn vật liệu
Dựa vào Bảng 6.1[1], chọn thép hợp kim C45 được tôi cải thiện, bánh dẫn có độ rắn lớn hơn bánh bị dẫn nhỏ nhất từ 10÷15HB Ta chọn:
Bánh lớn (bánh bị dẫn): 𝐻𝐵 2 = 250𝐻𝐵
Xác định ứng suất cho phép
3.1 Số chu kì làm việc cơ sở:
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:
Số chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:
𝑚 𝐻 = 6: bậc của đường cong mỏi
𝑐 = 1: số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răng
𝑛 𝑖 , 𝑡 𝑖 : số vòng quay và momen xoắn trong chế độ làm việc thứ i Khi đó:
Dựa vào Bảng 6.13[2] đối với thép C45 tôi cải thiện ta có:
Giới hạn mỏi tiếp xúc: 𝜎 𝐻𝑙𝑖𝑚 𝑜 = 2𝐻𝐵 + 70; 𝑠 𝐻 = 1,1
𝜎 𝐹𝑙𝑖𝑚2 𝑜 = 1,8𝐻𝐵 2 = 1,8 ∗ 250 = 450𝑀𝑃𝑎 (49) 3.3 Ứng suất tiếp xúc cho phép
Dựa vào Công thức 6.33[2] ta có thể xác định sơ bộ được ứng suất tiếp xúc cho từng bánh răng:
Khi tính truyền động bánh răng trụ thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ nhất trong hai giá trị 𝜎 𝐻1 , 𝜎 𝐻2
⇒ 𝜎 𝐻 = 𝜎 𝐻2 = 466,36𝑀𝑃𝑎 3.4 Ứng suất uốn cho phép
Dựa vào Công thức 6.47[2], ta có thể xác định sơ bộ được ứng suất uốn cho từng bánh răng:
1,75∗ 1 = 257,14𝑀𝑃𝑎 (53) Trong đó 𝐾 𝐹𝐶 là hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, bộ truyền quay 1 chiều ⇒ 𝐾 𝐹𝐶 = 1
Chọn hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng
Bánh răng đối xứng các trục, độ cứng 𝐻𝐵 1 , 𝐻𝐵 2 ≤ 𝐻𝐵 350 nên theo Bảng 6.6[1], ta có
Theo Công thức 6.16[1] ta xác định 𝜓 𝑏𝑑 :
𝜓 𝑏𝑑 = 0,53 ∗ 0,4 ∗ (2,31 + 1) = 0,702 Theo Bảng 6.4[2] ta chọn được 𝐾 𝐻𝛽 = 1,02; 𝐾 𝐹𝛽 = 1,035
Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng được xác định theo công thức:
Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑎 𝑤 = 250𝑚𝑚
Xác định các thông số ăn khớp
Theo Bảng 6.8[1], ta chọn modun tiêu chuẩn 𝑚 = 4𝑚𝑚
Số răng các bánh răng:
Tổng số răng được xác định theo công thức:
2,31 + 1= 37,76 𝑟ă𝑛𝑔 (57) Chọn 𝑧 1 = 38 răng suy ra 𝑧 2 = 87 răng
Tỉ số truyền sau khi chọn số răng:
2,29 ∗ 100% = 0,873% (59) Kiểm tra lại thấy sai số Δ𝑢 ≤ 2 ÷ 4%
7.Xác định kích thước bộ truyền
(Các giá trị đường kính tính chính xác đến 0,01𝑚𝑚) Đường kính vòng chia:
Chọn cấp chính xác cho bộ truyền
Vận tốc vòng bánh răng
Theo Bảng 6.3[2], ta chọn cấp chính xác 8 với 𝑣 𝑔ℎ = 6𝑚/𝑠
Xác định giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền
Lực pháp tuyến 𝐹 𝑛 nằm trên mặt phẳng pháp trùng với mặt phẳng ngang và phân tích thành hai thành phần lực vòng 𝐹 𝑡 và lực hướng tâm 𝐹 𝑟 :
𝐹 𝑟1 = 𝐹 𝑟2 = 𝐹 𝑡1 ∗ 𝑡𝑎𝑛𝑎 𝑤 = 4916,05 ∗ 𝑡𝑎𝑛20 = 1789,3𝑁 Trong đó: 𝑇 1 là momen xoắn trên bánh dẫn 1 (Nm)
𝑎 𝑤 góc ăn khớp, thường lấy 20°
Chọn hệ số tải trọng động
Đối với bánh răng trụ răng thẳng ta chọn hệ số tải trọng động dựa vào Bảng 6.5[2] Các hệ số tải động:
Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền tiếp xúc
Nếu xem hai bề mặt răng như hai hình trụ tiếp xúc với nhau, khi đó ta có thể xác định 𝜎 𝐻 theo công thức Hertz:
Trong đó: 𝑞 𝑛 là cường độ tải trọng pháp tuyến được xác định theo công thức:
𝜌 là bán kính cong tương đương biên dạng răng:
Thay vào công thức Hertz ta được:
Trong đó: 𝑍 𝐻 hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
𝑍 𝑀 hệ số cơ tính vật liệu:
𝐸 1 , 𝐸 2 là mô đun đàn hồi của vật liệu chế tạo bánh răng dẫn và bánh bị dẫn
𝜇 1 , 𝜇 2 là hệ số Poisson của vật liệu chế tạo cặp bánh răng Đối với cặp bánh răng bằng thép thì 𝐸 1 = 𝐸 2 = 2,1 ∗ 10 5 𝑀𝑃𝑎 và 𝜇 1 = 𝜇 2 = 0,3 Khi đó
𝑍 𝜖 là hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc:
Giá trị hệ số trung khớp ngang 𝜖 𝛼 có thể tính bằng công thức:
Hệ số tải trọng tính: 𝐾 𝐻 = 𝐾 𝐻𝛽 𝐾 𝐻𝑣 = 1,2036
Trong đó: Hệ số tập trung tải trọng 𝐾 𝐻𝛽 = 1,02; 𝐾 𝐻𝑣 = 1,18
100 ∗ 2,31 = 312,32𝑀𝑃𝑎 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt chọn 𝑍 𝑅 = 0,9
𝑍 𝑉 hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng, do 𝐻𝐵 ≤ 350 nên
𝐾 𝑙 hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn 𝐾 𝑙 = 1
𝐾 𝑥𝐻 hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:
Như vậy ta thấy 𝜎 𝐻 < 𝜎 𝐻 nên cặp bánh răng đảm bảo tiếp xúc
Kiểm nghiệm bánh răng về độ uốn
Ứng suất uốn cho phép
Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám 𝑌 𝑅 = 1 khi phay và mài răng
Hệ số kích thước khi tôi bề mặt và thấm nito
Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến tập trung tải trọng
𝜎 𝐹2 = 257,14 ∗ 1 ∗ 1,03 ∗ 0,978 = 259,03𝑀𝑃𝑎 (85) Xác định 𝑌 𝐹 là hệ số dạng răng được tính theo Công thức 6.80[2]
38 = 3,82 (87) Đối với bánh bị dẫn:
87 = 3,62 (88) Đặc tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:
Để xác định độ bền uốn của bánh răng, người ta thường tiến hành kiểm tra độ bền uốn theo bánh răng dẫn Ứng suất uốn được tính toán dựa trên công thức sau:
Trong đó: 𝐾 𝐹 hệ số tải trọng tính: 𝐾 𝐹 = 𝐾 𝐹𝛽 𝐾 𝐹𝑣
152 ∗ 105 ∗ 4 = 62,94𝑀𝑃𝑎Như vậy 𝜎 𝐹 = 63,78𝑀𝑃𝑎 < 𝜎 𝐹 = 267,43𝑀𝑃𝑎 Điều kiện về độ bền uốn được thoả mãn.
THIẾT KẾ TRỤC
Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 có 𝜎 𝑏 = 600𝑀𝑃𝑎, ứng suất xoắn cho phép [𝜏] 15 ÷ 25𝑀𝑃𝑎
Ta xác định đường kính sơ bộ các trục:
Ta lấy giá trị đường kính các trục trị số nhỏ đối với trục vào và trị số lớn đối với trục ra Dựa vào Bảng 10.2[2], ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo tiêu chuẩn:
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Hình 10.10 Phác thảo kết cấu trục hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp
Theo Tài liệu [2], ta chọn trục theo kết cấu của Hình 10.16, khi đó ta sẽ có các thông số của trục:
Khoảng cách giữa các ổ trong hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp:
𝑙 1 = 𝑏 1 = 𝜓 𝑏𝑎 𝑎 𝑤 w - tra Bảng 10.3[2] Với 𝑇 1 = 373,62𝑁𝑚 ta có thể chọn 𝑓 ≥ (70 ÷ 105)𝑚𝑚, 𝑤 = (40 ÷ 80)𝑚𝑚
Khi đó ta có các giá trị: 𝑙 1 = 𝑏 1 = 105𝑚𝑚,
Theo Tài liệu [2], ta chọn trục theo kết cấu của Hình 10.16, khi đó ta sẽ có các thông số của trục:
Khoảng cách giữa các ổ trong hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp:
𝑙 2 = 𝑏 2 = 𝜓 𝑏𝑎 𝑎 𝑤 w – tra Bảng 10.3[2] Với 𝑇 2 = 820,3𝑁𝑚 ta có thể chọn 𝑓 ≥ (95 ÷ 135)𝑚𝑚, 𝑤 (55 ÷ 95)𝑚𝑚
Khi đó ta có các giá trị: 𝑙 2 = 𝑏 2 = 100𝑚𝑚
Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền
Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng:
𝐹 𝑟1 = 𝐹 𝑟2 = 𝐹 1 𝑡𝑎𝑛𝛼 𝑤 = 4916 ∗ 𝑡𝑎𝑛20 = 1789,28𝑁 (97) ác dụng lên bộ truyền đai:
160 = (2050,75 ÷ 3076,13)𝑁 (100) Với 𝐷 0 = 160 chọn theo Bảng 16.10a[1] Chọn 𝐹 𝑛𝑡 = 3000𝑁
Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục
Phản lực các gối đỡ
Xét mặt phẳng Oyz ta có:
Từ hai phương trình trên ta có thể xác định được:
𝑅 𝐶𝑦 = 4091,7𝑁 Xét mặt phẳng Oxz, vì lực 𝐹 𝑡1 nằm đối xứng 2 bên ổ nên
Vẽ biểu đồ momen như hình với
T Đường kính các đoạn trục:
Theo Bảng 10.2[2], với 𝑑 1 = 45𝑚𝑚, ta chọn [𝜎] = 70𝑀𝑃𝑎
Momen tương đương tại tiết diện j:
Với 𝑀 𝑥𝑗 ; 𝑀 𝑦𝑗 là hai momen uốn trong hai mặt phẳng vuông góc với nhau tại tiết diện j, giá trị tương ứng trong các biểu đồ momen trên Khi đó ta có momen tương đương tại các điểm trên trục được xác định:
Ta nhận thấy trên trục này thì tiết diện nguy hiểm nhất là tại vị trí B:
Ta xét đến việc có then tại vị trí mayơ của bánh răng nên tại tiết diện B ta tăng giá trị đường kính lên 10% Khi đó theo kết cấu: 𝑑 𝐵 = 50𝑚𝑚
Tại các vị trí còn lại của trục:
𝑑 𝐶 ≥ 40,774𝑚𝑚 nên ta chọn 𝑑 𝐶 = 𝑑 𝐴 = 45𝑚𝑚 (vì A và C lắp ổ lăn nên chọn theo tiêu chuẩn ổ lăn)
Xét mặt phẳng Oyz vì 𝐹 𝑟2 nằm đối xứng hai bên ổ nên
2 = 894,65𝑁 Xét mặt phẳng Oxz ta có:
Từ hai phương trình trên ta xác định được:
Vẽ biểu đồ momen như hình với:
30 Đường kính các đoạn trục:
Theo Bảng 10.2[2], với 𝑑 1 = 63𝑚𝑚, ta chọn [𝜎] = 70𝑀𝑃𝑎
Momen tương đương tại tiết diện j:
𝑀 𝑡𝑑𝑗 = 𝑀 𝑗 2 + 0,75𝑇 𝑗 2 ; 𝑀 𝑗 = 𝑀 𝑥𝑗 2 + 𝑀 𝑦𝑗 2 Với 𝑀 𝑥𝑗 ; 𝑀 𝑦𝑗 là hai momen uốn trong hai mặt phẳng vuông góc với nhau tại tiết diện j, giá trị tương ứng trong các biểu đồ momen trên Khi đó ta có momen tương đương tại các điểm trên trục được xác định:
Ta thấy trên trục này tiết diện nguy hiểm nhất là tại vị trí F:
Ta xét đến việc có then tại vị trí mayơ của bánh răng nên tại tiết diện F ta tăng giá trị đường kính lên 5% Khi đó theo kết cấu: 𝑑 𝐹 = 60𝑚𝑚
Tại các vị trí còn lại của trục:
𝑑 𝐺 ≥ 49,19𝑚𝑚 nên ta chọn 𝑑 𝐺 = 𝑑 𝐸 = 55𝑚𝑚 (do tại G và E lắp ổ lăn nên ta chọn theo tiêu chuẩn ổ lăn)
Kiểm nghiệm then
Thông số của then được tra theo Bảng 9.1a[1]
Then sử dụng ở đây là then bằng:
Trong đó: 𝑙 𝑙 : chiều dài làm việc của then, đối với then đầu tròn 𝑙 𝑙 = 𝑙 − 𝑏
𝑡 2 = 0,4ℎ: độ sâu rãnh then trên mayo
𝜎 𝑑 : ứng suất dập cho phép
T: momen xoắn trên trục d: đường kính trục tại vị trí sử dụng then
Trục có một then, với đường kính 𝑑 = 50𝑚𝑚, ta chọn then có chiều rộng 𝑏 14𝑚𝑚; chiều cao ℎ = 9𝑚𝑚, chiều sâu rãnh then trên trục 𝑡 1 = 5,5𝑚𝑚, chiều sâu rãnh then trên mayơ 𝑡 2 = 3,8𝑚𝑚 Chọn chiều dài l của then theo tiêu chuẩn 𝑙 = 70𝑚𝑚 Kiểm tra then theo độ bền dập:
Kiểm tra then theo độ bền cắt:
Trục có một then, với đường kính 𝑑 = 38𝑚𝑚, ta chọn then có chiều rộng 𝑏 10𝑚𝑚; chiều cao ℎ = 8𝑚𝑚, chiều sâu rãnh then trên trục 𝑡 1 = 5𝑚𝑚, chiều sâu rãnh then trên mayơ 𝑡 2 = 3,3𝑚𝑚 Chọn chiều dài l của tthen theo tiêu chuẩn 𝑙 = 70𝑚𝑚
Kiểm tra then theo độ bền dập:
Kiểm tra then theo độ bền cắt:
Trục có then có đường kính d = 60mm, chiều rộng then b = 18mm, chiều cao h = 11mm, chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 7mm, chiều sâu rãnh then trên mayơ t2 = 4,4mm Chiều dài then theo tiêu chuẩn là l = 80mm Để kiểm tra độ bền dập của then, cần so sánh ứng suất dập tối đa với ứng suất dập cho phép.
Kiểm tra then theo độ bền cắt:
Trục có một then, với đường kính 𝑑 = 50𝑚𝑚, ta chọn then có chiều rộng 𝑏 14𝑚𝑚; chiều cao ℎ = 9𝑚𝑚, chiều sâu rãnh then trên trục 𝑡 1 = 5,5𝑚𝑚, chiều sâu rãnh then trên mayơ 𝑡 2 = 3,8𝑚𝑚 Chọn chiều dài l của tthen theo tiêu chuẩn 𝑙 = 80𝑚𝑚 Kiểm tra then theo độ bền dập:
Kiểm tra then theo độ bền cắt:
Kiểm nghiệm trục
7.1 Kiểm nghiệm độ bền mỏi
Ta xác định được trên trục I vị trí nguy hiểm là vị trí B, tại vị trí B không có lực dọc trục nên ứng suất pháp tại tiết diện này thay đổi theo chu kỳ đối xứng với biên độ:
Trong đó momen cản xoắn:
2 ∗ 50 = 23018,9𝑚𝑚 2 (127) Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động khi trục quay một chiều:
Tại tiết diện B có sự tập trung ứng suất là rãnh then Theo Bảng 10.9[2] ta chọn 𝐾 𝜎 1,75; 𝐾 𝜏 = 1,5 với 𝜎 𝑏 = 600𝑀𝑃𝑎
Xác định hệ số an toàn tại B theo công thức:
Giới hạn mỏi uốn của thép C45 chế tạo trục là:
𝜎 −1 = 0,436𝜎 𝑏 = 0,436 ∗ 600 = 261,6𝑀𝑃𝑎 (131) Giới hạn xoắn uốn là:
Do đó điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện B của trục I được đảm bảo
Ta xác định được trên trục II vị trí nguy hiểm là vị trí F, tại vị trí F không có lực dọc trục nên ứng suất pháp tại tiết diện này thay đổi theo chu kỳ đối xứng với biên độ:
42355,85= 19,37𝑀𝑃𝑎 (137) Trong đó moment cản xoắn:
2 ∗ 60 = 42355,85𝑚𝑚 2 (138) Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động khi trục quay một chiều:
Tại tiết diện F có sự tập trung ứng suất là rãnh then Theo Bảng 10.9[2] ta chọn 𝐾 𝜎 1,75; 𝐾 𝜏 = 1,5 với 𝜎 𝑏 = 600𝑀𝑃𝑎
Xác định hệ số an toàn tại F theo công thức:
Giới hạn mỏi uốn của thép C45 chế tạo trục là:
𝜎 −1 = 0,436𝜎 𝑏 = 0,436 ∗ 600 = 261,6𝑀𝑃𝑎 (142) Giới hạn xoắn uốn là:
Do đó điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện F của trục II được đảm bảo
7.2 Kiểm nghiệm độ bền tĩnh Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc bị gãy khi bị quá tải đột ngột, ta cần phải kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh
Công thức kiểm nghiệm có dạng:
Và [𝜎] 𝑞𝑡 ≈ 0,8𝜎 𝑐ℎ = 0,8 ∗ 340 = 272𝑀𝑃𝑎 là ứng suất cho phép khi quá tải, với 𝜎 𝑐ℎ là giới hạn chảy của vật liệu Khi đó:
𝜎 𝑡𝑑 = √𝜎 2 + 3𝜏 2 = 42,5𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎] 𝑞𝑡 = 272𝑀𝑃𝑎 (153)Với các giá trị 𝜎 𝑎 , 𝜏 𝑎 đã được tính toán ở Phần 7.1
TÍNH CHỌN Ổ LĂN, NỐI TRỤC
Ổ lăn
Số vòng quay: 𝑛 1 = 490 𝑣𝑔/𝑝ℎ Đường kính vòng trong: 𝑑 = 45𝑚𝑚
Thời gian làm việc của ổ: 5 năm (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
Chọn ổ bi đỡ vì không có lực dọc trục với đường kính vòng trong 𝑑 = 45𝑚𝑚
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:
𝐹 𝑟𝐴 = 𝑅 𝐴𝑥 2 + 𝑅 𝐴𝑦 2 = √2458 2 + 2529,5 2 = 3527,1𝑁 (154) Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C:
Vì 𝐹 𝑟𝐶 > 𝐹 𝑟𝐴 nên ta tính toán để chọn ổ tại vị trí C
Các hệ số 𝐾 𝜎 , 𝐾 𝑡 , 𝑉 ta chọn bằng 1
Do không có lực dọc trục nên các hệ số 𝑋 = 1, 𝑌 = 0
Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:
Khả năng tải động tính toán:
𝐶 𝑡𝑡 = 𝑄 √𝐿 𝑚 = 4773,24√352,8 3 = 33728𝑁 (158) Trong đó 𝑚 = 3 đối với ổ bi đỡ
Theo Bảng P2.7[1] ta chọn ổ đỡ có 𝐶 > 𝐶𝑡𝑡 là ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung có kí hiệu là 309
Khi đó tuổi thọ được xác định lại theo công thức:
3 = 496,63 𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔 (159) Tuổi thọ tính bằng giờ:
Kiểm tra khả năng tải tĩnh:
Theo Bảng 11.6[2] đối với ổ bi đỡ ta có 𝑋 0 = 0,6; 𝑌 0 = 0,5
Tải trọng tĩnh quy ước 𝑄 0 là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau:
Vậy 𝑄 0 = 4773,24𝑁 < 𝐶 0 = 26,7𝑘𝑁 nên ổ thoả khả năng tải tĩnh
Số vòng quay tới hạn của ổ:
Theo Bảng 11.7[2] với ổ bi đỡ được bôi trơn bằng mỡ ta có tích số:
𝐷 𝑝𝑤 𝑛 = 4,5 ∗ 10 5 𝑚𝑚𝑣𝑔/𝑝ℎ Đường kính vòng tròn qua tâm các con lăn:
Với số vòng quay 𝑛 1 = 490𝑣𝑔/𝑝ℎ < 𝑛 𝑔ℎ nên ổ thoả mãn điều kiện vòng quay giới hạn 1.2 Trục II
Số vòng quay: 𝑛 1 = 212,12 𝑣𝑔/𝑝ℎ Đường kính vòng trong: 𝑑 = 55𝑚𝑚
Thời gian làm việc của ổ: 5 năm (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
Chọn ổ bi đỡ vì không có lực dọc trục với đường kính vòng trong 𝑑 = 55𝑚𝑚
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ E
𝐹 𝑟𝐸 = 𝑅 𝐸𝑥 2 + 𝑅 𝐸𝑦 2 = √4341,7 2 + 894,65 2 = 4432,92𝑁 (164) Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ G:
Vì 𝐹 𝑟𝐸 > 𝐹 𝑟𝐺 nên ta tính toán để chọn ổ tại vị trí E
Các hệ số 𝐾 𝜎 , 𝐾 𝑡 , 𝑉 ta chọn bằng 1
Do không có lực dọc trục nên các hệ số 𝑋 = 1, 𝑌 = 0
Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:
Khả năng tải động tính toán:
𝐶 𝑡𝑡 = 𝑄 √𝐿 𝑚 = 4432,92√152,73 3 = 23695,43𝑁 (168) Trong đó 𝑚 = 3 đối với ổ bi đỡ
Theo Bảng P2.7[1] ta chọn ổ đỡ có 𝐶 > 𝐶𝑡𝑡 là ổ bi đỡ 1 dãy cỡ nhẹ có kí hiệu là 211
Khi đó tuổi thọ được xác định lại theo công thức:
3 = 451,198 𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔 (169) Tuổi thọ tính bằng giờ:
Kiểm tra khả năng tải tĩnh:
Theo Bảng 11.6[2] đối với ổ bi đỡ ta có 𝑋 0 = 0,6; 𝑌 0 = 0,5
Tải trọng tĩnh quy ước 𝑄 0 là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau:
Vậy 𝑄 0 = 4432,92𝑁 < 𝐶 0 = 25,6𝑘𝑁 nên ổ thoả khả năng tải tĩnh
Số vòng quay tới hạn của ổ:
Theo Bảng 11.7[2] với ổ bi đỡ được bôi trơn bằng mỡ ta có tích số:
𝐷 𝑝𝑤 𝑛 = 4,5 ∗ 10 5 𝑚𝑚𝑣𝑔/𝑝ℎ (172) Đường kính vòng tròn qua tâm các con lăn:
Với số vòng quay 𝑛 1 = 212,12𝑣𝑔/𝑝ℎ < 𝑛 𝑔ℎ nên ổ thoả mãn điều kiện vòng quay giới hạn.
Nối trục
Sử dụng nối trục đàn hồi theo yêu cầu của bài toán với các thông số như sau:
Momen xoắn tại trục đầu ra: 𝑇 = 787,88𝑁𝑚 Đường kính trục II tại vị trí gắn nối trục: 𝑑 = 50𝑚𝑚 Đường kính trục đầu ra gắn vào băng tải xích
Theo Bảng 16.10a,b[1] ta có bảng kích thước vòng đàn hồi
Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:
𝜎 𝑑 = (2 ÷ 4)𝑀𝑃𝑎: ứng suất dập cho phép của vòng cao su
𝐾 = 1,5: hệ số chế độ làm việc của xích tải theo Bảng 16.1[1]
Vậy vòng đàn hồi thỏa điều kiện bền dập
Kiểm nghiệm điều kiện sức bền của chốt:
𝜎 𝑢 = (60 ÷ 80)𝑀𝑃𝑎: ứng suất uốn cho phép của chốt
0,1 ∗ 18 3 ∗ 8 ∗ 160= 66,5𝑀𝑃𝑎 < 80𝑀𝑃𝑎 (178)Vậy chốt nối trục thỏa sức bền cho phép
