Đồ Án chi tiết máy trục vít bánh vít

Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức (2.8)[1] : Pct = P_t/ƞ Hệ thống dẫn động băng tải, xích tải có lực kéo và vận tốc băng tải, xích tải. Khi đó, công suất làm việc tính theo công thức (2.11)[1] : Pt = Plv =F.v/1000 Từ đó công suất trên trục động cơ điện được xác định : Pct = (F.v)/1000ƞ Trong đó: Pct : Công suất làm việc của động cơ F - là lực kéo băng tải. v - là vận tốc băng tải. η- là hiệu suất hệ dẫn động. Ta có: η= (ηol)m.(ηbr)k.(ηd)j.(ηk)h theo công thức (2.9)[1]: Trong đó : - Số cặp ổ lăn m = 4 - Số cặp bánh vít k = 1 - Số bộ truyền đai j = 1 - Số khớp nối h = 2 Tra bảng 2.3 [1] ta chọn: Hiệu suất khớp nối: ηkn = 0,99 Hiệu suất ổ lăn: ηol = 0,99 Hiệu suất của bánh vít: ηtv = 0,80 Hiệu suất của bộ truyền đai: ηd = 0,95 Suy ra hiệu suất hệ thống : η〖=η〗_kn^2. η_ol^4.η_tv^1.η_d= 0,992.0.994.0,80 .0,95 = 0,716 => Pct = (P.v)/1000ƞ = 6000.0,4/(1000.0,716) = 3,35 KW 1.1.1. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ Số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay) : nlv = (60000.v)/(π.D) = 60000.0,4/(π.350)≈ 21,826 vg/ph Trong đó: D - đường kính tang quay V - vận tốc băng tải 1.1.2. Chọn tỉ số truyền sơ bộ Số vòng sơ bộ của động cơ được xác định bằng công thức (2.18)[1] : nsb = nlv.ut Trong đó tỉ số truyền chung của hệ dẫn động ut = uh . ud Tra bảng 2.4[1] ta chọn : + uh – tỉ số truyền của hộp giảm tốc trục vít- bánh vít 1 cấp ( uh = 20 ) + ud - tỉ số truyền của đai thang ( ud = 3,5 ) => nsb = nlv.ut = 21,826.20.3,5 = 1527,82 vg/ph => Chọn ndb = 1500 vg/ph 1.1.3. Chọn động cơ: Chọn động cơ cần thỏa mãn điều kiện : Pdc ≥ Pct ; ndc  nsb Chọn động cơ phải cần có: P_đc > P_ct Theo phụ lục bảng P1.3[1] chọn động cơ 4A100L4Y3 có P = 4 KW nđc = 1420 vg/ph, cosφ=0,84. 1.2 Phân phối tỷ số truyền: - Tỉ số truyền của hệ : U_c=n_đc/n_lv =1420/21,826=65,06 Phân phối của tỉ số truyền cho các bộ truyền : Chọn sơ bộ tỉ số truyền ngoài Ungoài = Ud = 3,5 Tỉ số truyền của hộp giảm tốc uh = u_c/u_d = 65,06/3,5 = 18,56 1.3 Công suất, mô men và số vòng quay trên các trục: Với các hệ thống dẫn động băng tải, xích tải thường có lực kéo và vận tốc băng tải, xích tải, khi đó công suất làm việc được tính theo công thức (2.11)[1]: Công suất trên trục làm việc Plv = (P.v)/1000 = 6000.0,4/1000 = 2,4 KW trong đó Plv - công suất trục tang quay, kW F – lực kéo băng tải, N v – vận tốc băng tải, m/s 1.3.1 Công suất trên các trục khác: Công suất trên trục 2 : P2 = P_lv/(η_ol.η_kn ) = 2,4/0,99.0,99 = 2,5 kW Công suất trên trục 1 : P1 = ( P_2)/(η_ol.η_tv ) = 2,5/0,99.0,8 = 3,15 kW Công suất trên trục động cơ : P_dc^*=P_1/(η_ol.η_d )=3,15/0,99.0,95=3,36 kW 1.3.2 Tính số vòng quay : Số vòng quay của động cơ: n_đc=1420 vg/ph Số vòng quay trên trục I: n_1=n_dc/u_d =1420/3,5=405,71 vg/ph Số vòng quay trên trục II: n_2=n_1/u_h =405,71/18,56=21,86 vg/ph Số vòng quay trên trục III: n_ct=n_ct/u_k =21,86/1=21,86 vg/ph 1.3.3 Tính momen trên trục: Mômen xoắn trên trục I: T1 = (〖9,55.10〗^6.P_1)/n_1 = (〖9,55.10〗^6.3,15)/405,71 = 74147,79 Nmm Mômen xoắn trên trục II: T2 = (〖9,55.10〗^6.P_2)/n_2 =(〖9,55.10〗^6.2,5)/21,86 = 1092177.5 Nmm Mômen xoắn trên trục công tác: Tct = (〖9,55.10〗^6.P_ct)/n_ct =(〖9,55.10〗^6.2,4)/21,826 = 1050123.7 Nmm Mômen xoắn trên trục động cơ: Tđc = (〖9,55.10〗^6.P_đc)/n_đc =(〖9,55.10〗^6.3,36 )/1420 = 22597,18 Nmm. 1.4 . Ta có bảng thống số của hệ dẫn động băng tải Trục Thông số Động cơ I II Công tác U Ud = 3,5 Uh =18,56 Ukn = 1 n (v/ph) 1420 405,71 21,86 21,86 P(kW) 3,36 3,15 2,5 2,4 T(N.mm) 22597,18 74147,79 1092177.5 1050123.7 `1.5 Kết luận chương 1   CHƯƠNG II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VÀ LỰA CHỌN CÁC BỘ TRUYỀN Theo yêu cầu: truyền động đai Truyền động đai dùng để truyền động giữa các trục xa nhau. Đai được mắc lên 2 bánh với lực căng ban đầu Fo, nhờ đó có thể tạo ra lực ma sát trên bề mặt tiếp xúc giữa đai và bánh đai và nhờ lực ma sát mà tải trọng được truyền đi Nhờ độ dẻo dai, bộ truyền làm việc êm, không ồn thích hợp với vận tốc lớn. Chỉ tiêu về khả năng làm việc của truyền động đai là khả năng kéo và tuổi thọ của đai. Thiết kế bộ truyền đai gồm các bước: Chọn loại đai: đai thang Xác định các kích thước và thông số bộ truyền Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu về khả năng kéo của đai và về tuổi thọ Xác định lực căng đai và lực tác dụng lên trục 2.1.Thiết kế bộ truyền đai thang - Thông số yêu cầu : P = Pdc = 3,36 (kW) T1 = Tdc = 22597,18 (N.mm) N1 = ndc = 1420 (v/p) U = Ud = 3,5 Chọn loại đai : Chọn đai thường Theo hình 4.1[1] với { ■(P_dc=4 kW@〖 n〗_dc=1420 v/p) → Chọn tiết diện đai A cới các thông số bảng (4.13)[1]. Kí hiệu Kích thước tiết diện A Diện tích tiết diện A (mm2) Đường kính bánh đai nhỏ (mm) Chiều dài giới hạn l (mm) bt b H y0 A 11 13 8 2,8 138 100-200 560-4000 Xác định đường kính bánh đai: - Theo bảng (4.13)[1] chọn đường kính bánh đai nhỏ d_1=160 mm. Vận tốc đai v=(πd_1 n_1)/60000=π.160.1420/60000=11,9 m/s ( vận tốc nhỏ hơn vận tốc cho phép v_max=25 m/s ). Theo công thức (4.2) [1] với ε=0,02 đường kính bánh lớn: d_2=u.d_1.(1-ε)→d_2=3,5.160.(1-0,02)=549 mm

TRƯỜNG ĐẠI HỌC MỎ - ĐỊA CHẤT BỘ MÔN KĨ THUẬT CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Đề tài:

Tính toán, thiết kế bộ truyền đai và hộp giảm tốc

Họ và tên

Vũ Văn Nguyên

Mã sinh viên

2121060429Cơ – ĐiệnCơ khí B K66

Ths Nguyễn ThanhTùng

1.2 Phân phối tỷ số truyền: 6

1.3 Công suất, mô men và số vòng quay trên các trục: 6

1.3.1 Công suất trên các trục khác: 7

1.3.2 Tính số vòng quay : 7

1.3.3 Tính momen trên trục: 7

1.4 Ta có bảng thống số của hệ dẫn động băng tải 8

`1.5 Kết luận chương 1 8

CHƯƠNG II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VÀ LỰA CHỌN CÁC BỘ TRUYỀN 9

2.1.Thiết kế bộ truyền đai thang 9

2.1.1 Chọn loại đai : 9

2.1.2 Xác định đường kính bánh đai: 9

2.1.3 Xác định số đai Z 10

2.1.6 Các thông số cơ bản của bánh đai 11

2.1.7 Tổng hợp thông số của bộ truyền đai 11

2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh vít 12

3.6 Tính chọn các yếu tố của vỏ hộp 50

CHƯƠNG IV BÔI TRƠN VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP 53

4.1 Phương pháp bôi trơn 53

4.2 Bảng thống kê dung sai lắp ghép 53

4.3 Kết Luận 54

Từ đó công suất trên trục động cơ điện được xác định : Pct = 1000 ƞF vTrong đó: Pct : Công suất làm việc của động cơ

F - là lực kéo băng tải v - là vận tốc băng tải.

η−¿ là hiệu suất hệ dẫn động.

Ta có: η=¿ (ηol)m.(ηbr)k.(ηd)j.(ηk)h theo công thức (2.9)[1]:Trong đó :

- Số cặp ổ lăn m = 4- Số cặp bánh vít k = 1- Số bộ truyền đai j = 1- Số khớp nối h = 2Tra bảng 2.3 [1] ta chọn: Hiệu suất khớp nối: ηkn = 0,99 Hiệu suất ổ lăn: ηol = 0,99

Hiệu suất của bánh vít: ηtv = 0,80 Hiệu suất của bộ truyền đai: ηd = 0,95

Suy ra hiệu suất hệ thống :

η¿ηkn2 ηol4 ηtv1 ηd= 0,992.0.994.0,80.0,95 = 0,716 => Pct = 1000 ƞP v = 1000.0,7166000.0,4 = 3,35 KW1.1.1 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ

Số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay) : nlv = 60000 vπ D = 60000.0,4π 350≈ 21,826 vg/ph

Trong đó: D - đường kính tang quay V - vận tốc băng tải

1.1.2 Chọn tỉ số truyền sơ bộ

Số vòng sơ bộ của động cơ được xác định bằng công thức (2.18)[1] :

1.1.3 Chọn động cơ:

Chọn động cơ cần thỏa mãn điều kiện :

Pdc ≥ Pct ; ndc  nsbChọn động cơ phải cần có: Pđc¿ Pct

Theo phụ lục bảng P1.3[1] chọn động cơ 4A100L4Y3 có P = 4 KW

nđc = 1420 vg/ph, cosφφ=0,84 1.2 Phân phối tỷ số truyền:

- Tỉ số truyền của hệ :

Uc=nđcnlv=

- Phân phối của tỉ số truyền cho các bộ truyền :

Chọn sơ bộ tỉ số truyền ngoài Ungoài = Ud = 3,5

Tỉ số truyền của hộp giảm tốc uh = uc

ud = 65,063,5 = 18,561.3 Công suất, mô men và số vòng quay trên các trục:

Với các hệ thống dẫn động băng tải, xích tải thường có lực kéo và vận tốc băng tải,xích tải, khi đó công suất làm việc được tính theo công thức (2.11)[1]:

Công suất trên trục làm việc Plv = 1000P v = 6000.0,41000 = 2,4 KWtrong đó Plv - công suất trục tang quay, kW

F – lực kéo băng tải, N v – vận tốc băng tải, m/s

1.3.1 Công suất trên các trục khác:

Công suất trên trục 2 : P2 = Plv

21,826 = 1050123.7 NmmMômen xoắn trên trục động cơ: Tđc = 9,55.10

1.4 Ta có bảng thống số của hệ dẫn động băng tải

TrụcThông số

CHƯƠNG II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VÀ LỰA CHỌN CÁC BỘTRUYỀN

- Theo yêu cầu: truyền động đai

với lực căng ban đầu Fo, nhờ đó có thể tạo ra lực ma sát trên bề mặt tiếp xúc giữa đaivà bánh đai và nhờ lực ma sát mà tải trọng được truyền đi

- Nhờ độ dẻo dai, bộ truyền làm việc êm, không ồn thích hợp với vận tốc lớn.

- Chỉ tiêu về khả năng làm việc của truyền động đai là khả năng kéo và tuổi thọ của đai.

 Chọn loại đai: đai thang

 Xác định các kích thước và thông số bộ truyền

 Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu về khả năng kéo của đai và về tuổi thọ Xác định lực căng đai và lực tác dụng lên trục

2.1.Thiết kế bộ truyền đai thang

- Thông số yêu cầu :

P = Pdc = 3,36 (kW)

T1 = Tdc = 22597,18 (N.mm) N1 = ndc = 1420 (v/p)

U = Ud = 3,5

2.1.1 Chọn loại đai : Chọn đai thường

Theo hình 4.1[1] với { Pdc=4 kW

ndc=1420 v / p

→ Chọntiết diện đai A cới các thông sφố bảng (4.13)[1].

tích tiếtdiện A(mm2)

Đườngkínhbánh đai

Chiều dàigiới hạn l

160 (1−0,02)=3.57

Sai lệch tỉ số truyền ∆ u :∆ u=(ut−u)

Theo bảng (4.13)[1] chọn chiều dài đai tiêu chuẩn l = 2240 mm.

- Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây, theo (4.15)[1]:i = vl=11,9

Do đó a=λ+√λ2−8 Δ24 =

Theo công thức (4.16)[1]:

([Po] Cα Cl Cu Cz)

- Kđhệ sφố tải trọngđộng

- [Po] công suất cho phép

Theo bảng 4.19[1] theo tiết diện σH , [Po] = 2,55 kW (v = 11,9m/s, d1 = 160mm)

2.1.6 Các thông số cơ bản của bánh đai.

- Chiều rộng bánh đai, theo (4.17)[1] và bảng 4.21, B = ( z – 1)t + 2e = (2 – 1).15 + 2.10= 35 mm

- Với tiết diện đai A bảng 4.21 [1]: H = 12,5, ho = 3,3, t = 15, e = 10, φ=36 °

- Đường kính ngoài của bánh đai: da1 = d1 + 2ho = 160 + 2.3,3 = 166,6 mm da2 = d2 +2ho = 560 + 2.3,3 = 566,6 mm

- Đường kính chân bánh đai: df1 = da1 – H = 166,6 – 12,5 = 154,1 mm df2 = da2 – H = 566,6 – 12,5 = 554,1 mm

- Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục :Theo (4.19)[1] Fo = 780 P1.Kđ

v Cα z+Fv trong đó Fv = qm.v2 ( định kì điều chỉnh lựccăng ), với qm = 0,105 kg/m (bảng 4.22)[1]

Do đó Fv = 0,105.11,92 = 14,86 NVậy Fo = 780.3,36 1,26

11,9.0,88.2+14,86=172,53 N

2.1.7 Tổng hợp thông số của bộ truyền đai.

Thông số Kí hiệu Giá trị

2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh vít.

truyền động giữa các trục chéo nhau, góc giữa 2 trục thường là 90 độ.

 Bộ truyền trục vít có các dạng hỏng: tróc rỗ bề mặt rang, gẵy răng, mòn và dính, trongđó mòn và dính xảy ra nguy hiểm hơn Tuy nhiên vì chưa có phương pháp tính dính vàmòn một cách thỏa đáng nên vẫn tính toán bộ truyền trục vít theo độ bền tiếp xúc vàđộ bền uốn, đồng thời trên cơ sở thực nghiệm và kinh nghiệm sử dụng bộ truyền màđiều chỉnh trị số của ứng suất cho phép, nhờ đó có thể đề phòng được dính và hạn chếđược mòn.

 Thiết kế truyền truyền trục vít bao gồm các bước sau:

 Tính thiết kế

 Quyết định lần cuối các kích thước và thông số truyền

 Tính toán truyền động trục vít - bánh vít

Thông số đầu vào:  P = P1 = 3,15 kW

 T1 = 74147,79(N.mm), T2 = 1092177.5 (N.mm)n1 = 405,71 (v/p), n2 = 21,86 (v/p)

sφ)<¿ 2 (m/s) thì chọn vật liệu răng bánh vít là găng xám tương đốimềm, chọn vật liệu trục vít là : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HRC > 45.

2.2.2 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh vít [σHH¿

- Theo bảng 7.2[1] với cặp vật liệu C ч15−32 v àth é p 45Vsφ=1,88 m/sφ →[σH¿¿H ]=¿ ¿113,6 MPa.

- Đối với bánh vít làm bằng gang và bộ truyền làm việc 1 chiều thì [σHF¿tính theo(7.11)[1]:

[σHF¿=0,12 σHbu = 0,12.320 = 38,4 Mpa.

- Ứng suất cho phép khi quá tải:

Theo công thức 7.15[1] với bánh vít được làm bằng gang:

[σHH]max=1,5[σHH][σHF]max=0,6 σHb

→[σHH]max=1,5.113,6=170,4 MPa

→[σHF]max=0,6.150=90 MPa

2.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo công thức (7.16)[1]:

aw=(z2+q)√3(z1702[σHH])2.T2 KHq

372 =18,5

- Sai lệch tỉ số truyền: : ∆ U =|Ut−U

U |.100 %=|18,5−18,5618,56 |.100 %=0,323 %≤ 4 %→Thỏa mãn

Tra bảng 7.3[1] chọn modun tiêu chuẩn m = 12,5

- Xác định khoảng cách trục awaw=m Z2+q

Góc vít lăn theo (7.21)[1]: γw=arctg( Z1

KHβ−Hệ sφố tậptrung tải trọngtrên chiềurộng vành răng :

Tải trọng không đổi ( các bộ truyền cấp 1 )→ KHβ=1

- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc theo công thức 7.19[1]:

Z2 √(Z2+q

aw )3 T2.KHq =

[σHF]−Ứng sφuất uốn cho phép của bánh răng vít[σHF]=38,4(MPa)

KF−Hệ sφố tải trọng khitính về uốn : KF=KFβ KFv, KFβ=KHβ=1,

KFv=KHv=1,208

mn – Modun pháp của bánh vít : mn=m cosφγ ≈ m cosγw=12,5 cos9,09 °=12,34 mm

YF−Hệ sφố dạng răng , phụ thuộc vào sφố răng bánh vít tươngđương Zv:

Trong đó :η−Hiệu sφuất bộ truyềnη=0,9

P – Công suất trên trục vít P = 3,15 kW

Kt – Hệ số tỏa nhiệt: Kt = 8÷17,5W/(m2° C¿Chọn Kt=13

to – Nhiệt độ môi trường xung quanh: Thường lấy to = 25° C

[td] – Nhiệt độ cho phép cao nhất của dầu: Do trục vít đặt dưới => [td] = 90° C

Ktq – Hệ số tỏa nhiệt của phần bề mặt hộp được quạt tra 157[1] với số vòng quaycủa quạt nq = 1420(v/p) => Ktq = 28,5(W/m2° C¿

ψ−Hệ sφố kể đến sφự thoát nhiệt xuống đáy hộp :ψ =0,25β−Hệ sφố giảm nhiệt do làm việc ngắt quãng : β=1

Thay vào ta được:

- Đường kính đường tròn của tâm các lỗ trên đĩa:

CHƯƠNG III TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ VÀ LỰA CHỌN CÁI KHÁC

3.1 Tính toán thiết kế trục

 Trục dùng để đỡ các chi tiết quay, bao gồm trục tâm và trục truyền Trục tâm cóthể quay với các chi tiết trên nó hoặc không quay, chỉ chịu được lực ngang vàmomen uốn.

xoắn Các trục trong hộp giảm tốc, hộp giảm tốc là những trục truyền. Tính toán thiết kế trục bao gồm các bước sau:

 Tính thiết kế trục về độ bền

nhanh còn kiểm nghiệm trục về độ ổn định dao động 1.1 Chọn vật liệu chế tạo

Dùng thép C45 có tôi cải thiện.Ứng suất bền: σHb=600 ( MPa)

Ứng suất xoắn cho phép:[τ]=15 … 30 MPa

T2 – Momen xoắn trên trục vít: T2 = 1092177,5 (N.mm)

d1≥√3(74147,790,2.15 )=29,12(mm)

d2≥√3(1092177 , 50,2.20 )=64,8(mm)

Chọn sơ bộ: d1 = 60 (mm)

cos( γ+φ) tgα cosφγ}

Trong đó:

Fa 1, Fa 2 – Lần lượt là lực dọc trục trên trục vít và bánh vít.Ft 1, Ft 2 – Lần lượt là lực vòng trên trục vít và bánh vít.Fr 1, Fr 2 – Lần lượt là lực hướng tâm trên trục vít và bánh vít.

d2 – Đường kính vòng chia bánh vít, d2=462,5 mm

T2 – Momen xoắn trên trục bánh vít, T2 = 1092177,5 N.mm

α−góc profintrong mặt cắt dọc trục , α=20γ−Góc vít , γ =9,09 °

φ−Góc ma sφát ,φ=2,5 °

(+) - là dấu trục vít chủ động.Theo công thức 10.2/184[1] :

- Xác địnhkhoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Theo bảng (10.2) trang 189 [ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta tra được chiều rộng ổ lăn

lm 22=(1,2 … 1,8) dII=1,8.80=144 mm Chiều dài mayơ nửa khớp nối đối với nối trục vòng đàn hồi:

lm 23=(1,2 … 2,5) dII=2 80=160 mm

Theo bảng (10.3) trang 189 [ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta có:

Khoảng cách từ mặt nút của bánh vít đến thành trong của hộp: k1=15

Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp: k2=15

l11=(0,9 …1 )daM 2=1 500=500mm

2 =500

- Lực do bộ truyền đai tác dụng lên theo kết quả phần 2 là Fr = 172,53N

nối tâm tạo với phương thẳng đứng Oy 1 góc 45 độ.

- Nên Fr sẽ được tạo thành 2 phần :

Frx=Fr sin 45=122(N)Fry=Fr cos45=122(N )

l m23 = 160 mmChiều dài đoạn

trục

- Sơ đồ xác định khoảng cách:

3.1.2 Tính chọn đường kính các đoạn trục

- Trục I (tính phản lực)

Chọn hệ trục tọa độ như hình vẽ:

- Tính momen uốn tổng và momen tương đương

Theo các công thức (10.15), (10.16), (10.17) [ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta có được:Công thức tính momen uốn tổng và momen tương đương tại các tiết diện j trên chiềudài trục:

Theo bảng 10.5 [ CITATION Trị062 \l 1033 ] với dI=30 mm , σHb=850 MPa vậy ta lấy [

Tk : momen xoắn trên trục thứ k

[τ] : ứng suất xoắn cho phép, chọn [τ] = 20 MPa

Đường kính sơ bộ của trục: dII= dk≥√3 1092177,50,2.20 =64,87 mm ChọndsφbII=80 mm

Theo bảng 10.2[1] ta có chiều rộng ổ lăn tương ứng với từng trục như sau :

2 Ft 2=0¿

= 243 Fy 4 +121,5.1719−231,25.4722,92=0 (3)

→Fy 4=3635,05 N ↔ Fy 6=−5354,05 N ∑My=¿243 Fx 4−121,5 Fa 2−139,5 Frkn=0¿ (4)

→∑My=¿243 Fx4−121,5.968,62−139,5.2730=0¿ → Fx 4=2051,53 N ↔ Fx 6=3812,91 N

Vậy Fx 4=2051,53 N

Fx 6=3812,91 N

Fy 4=3635,05 N

- Tính đường kính các đoạn trục:

Công thức tính đường kính trục tại tiết diện j:

dj=√3 Mtđj

(0,1[σH]) Trong đó: [σH¿ ứng suất cho phép của thép chế tạo trục

Theo bảng 10.5 [ CITATION Trị062 \l 1033 ] với dII=80 mm ,σHb=850 MPa vậy ta lấy [

Theo bảng 9.1b[1] các thông số của then bằng cao:

- Kiểm nghiệm ren

Điều kiện dập theo công thức 9.1[1]:

Theo bảng 9.5/178[1]: Vật liệu làm bằng thép, mối ghép cố định, đặc tính va đạp nhẹ thì[σH¿=100 MPa Vậy điều kiện va đập của then thỏa mãn.

Vậy thỏa mãn điều kiện bền cắt.

Trong đó: [sφ]−hệ sφố antoàn cho phép[sφ]=1,5−2,5 Chọn[sφ]=2

ứng sφuất tiếp tiết diện j.

- Theo công thức 10.2 và 10.21/195[1]: sφσHj ,= σH−1KσHdj σHaj+ΨσH σHmj

- Đối với trục đều, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng theo công thức 10.22[1]:

σHmj=0, σHaj=σHmaxj=MjWj

- Khi trục quay 1 chiều ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng theo công thức 10.23[1]:

Wj,Woj−Momen cảnuốn và momen cản xoắntại tiết diện j của trục , được xác định theobảng 10.6

- ψσH,ψτ−Hệ sφố kể đến ảnh hưởngcủa trị sφố ứng sφuất trung bìnhđến độ bền mỏi Theo bảng 10.7

KσH, Kτ – Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn.

- Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục tại vị trí lắp ổ lăn 0.

Chọn kiểu lắp ghép: Các ổ lăn trên trục lắp ghép theo kiểu k6.

32=21206 Nmm

Wol=π dol3

16 =π 603

16=42411,5 Nmm}

σHa 0=σHmax=M0W1=

Kτd 0=2,3+1−11 =2,3

Ta thấy sự tập chung ứng suất tại trục lắp bánh đai là do rãnh then và do lắp ghép cóđộ dôi Tra ảnh hưởng của độ dôi bẳng B10.11/198[1]:

Kτετ =2,3

- Tra ảnh hưởng của rãnh then bảng B10.10/198[1]: εσH=0,78

32 =60291,5

Woj=π d3j

16 =π 853

16 =120583

413766,1760291,5 =6,86

τaj=τmj= Tj

2 W0 j=0,3

- Tra bảng B10.10/198[1]: εσH=0,72

Vậy trục đảmbảo an toàn về độ bền mỏi

- Tại chỗ băng truyền :

Với d = 55(mm) Tra bảng B9.1a/173+174[1] có thông số then như sau:b = 16mm, h = 14mm, t1 = 9mm, t2 = 5,4mm, rmin = 0,25, rmax = 0,4mm + Có lm 12=90 mm →lthen=(0,8÷ 0,9 ) lm 12=(72 ÷ 81)mm

Chọn: lthen=75 mm

- Trục II

Bảng thông số đường kính các đoạn trục

Chọn: lthen=130 mm

Tại chỗ lắp bánh vít:

Với dbv = 80(mm) Tra bảng B9.1a/173[1] Thông số then như sau:b = 22mm, h = 14mm, t1 = 9mm, t2 = 5,4mm, rmin = 0,4, rmax = 0,6mm + Có lm 22=144 mm → lthen=(0,8÷ 0,9 ) lm 22=(115,2 ÷129,6 )mm

Chọn: lthen = 120 mmĐường

Kích thước tiết diện

- Kiểm nghiệm độ mỏi của trục II

Do M7=0 nên ta chỉ kiểm tra hệ số an toàn khi chit tính riêng ứng suất tiếp

Theo bảng (10.6)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta tra được công thức tính momen cảmứng và momen xoắn của trục có 2 rãnh then lần lượt là:

WO 7=π d73

16 −

d7 =π 703

Tại tiết diện 7 với đường kính trục d7=70 mm ta tra bảng (9.1)[ CITATIONTrị062 \l 1033 ] ta được kích thước then lần lượt là: b = 20, h = 18, t1=11t2=7,4

Do không dùng hệ số tăng bền Hệ số tăng bền bề mặt Ky=1 Theo bảng (10.12)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] khi dùng dao phay ngón ta tra được:KσH=2, Kτ=1,9

Theo bảng (10.10)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] với d7=70 ta tra được:

Tra bảng (10.11)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta lấy các giá trị tỉ số lớn hơn nên:

εσH =2,63 và Kετ

Tra bảng (10.8)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta tra được: Kx=1,10

- Vậy ta thay các số liệu vừa tra được vào các công thức mục 1 ta có được:

Kτd 7=2,63+1,1−11 =2,73

Kτd 7=2,6+1,1−11 =2,7

- Vậy ta xác định được hệ số an toàn

Thay số vào (3.7) ta có được: sφσHj ,= σH−1KσHdj σHaj+ΨσH σHmjsφτ 7= 370,6

Tra bảng (10.8)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta tra được: Kx=1,1

- Vậy ta thay các số liệu vừa tra được các công thức trên ta có được:

1 =1,8

Kτd 6=2,3+1,1−11 =1,2

- Vậy ta xác định được hệ số an toàn:

Thay số vào (3.6) và (3.7) ta có được:

Theo bảng (10.7)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] với σHb=850 MPata tra được:

σHmj=0,=¿σHm 5=0 σHaj=Mj

Tra bảng (10.8)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta tra được: Kx=1,1

- Vậy ta thay các số liệu vừa tra được từ công thức trên ta có được:

1 =1,8

Kτd 12=2,3+1,1−11 =1,2

Vậy ta xác định được hệ số an toàn

Vậy ta chọn được kiểu lắp là k6

Trục I

Các số liệu đã có như sau:

+ Tốc độ quay : n = 1420 (vg/ph) + Thời gian sử dụng : 11200 (giờ) + Tải trọng: êm

a Chọn loại ổ lănPhản lực tải các ổ là:Phản lực tại 0: Fr 0=√F l2x10

hiệu d D D1 d1 B C1 T α (°) C,kN Co,kN

+ Khả năng tải động yêu cầu của ổ lăn: Cđyc=Q L0,3=67,39 KN < 118kN

Vậy ổ lăn thỏa mãn tải trọng yêu cầu+ Khả năng tĩnh của ổ lăn: