Bên cạnh đó, em cũng xin trân trọng cám ơn những ý kiến đóng góp, giúp đỡ và chỉ bảo tận tình của thầy cô, bạn bè, đã giúp cho bài báo cáo trở nên hoàn thiện hơn Do chưa có nhiều kinh ng
Tính chọn động cơ điện
Hiệu suất hệ thống
Hiệu suất bộ truyền đai thang η1 = 0,95
Hộp giảm tốc bánh răng trụ nghiêng một cấp: η2 = 0,97
Hiệu suất 2 cặp ổ lăn trên hộp giảm tốc: η3 = 0,9925 2 = 0,985
Hiệu suất của khớp nối η4 = 1
→Hiệu suất chung của hệ thống là ηht = η1.η2.η3.η4 = 0,95.0,97.0,985.0,95 ≈ 0,8622
Tính toán công suất cần thiết
Ta có công suất trên thùng trộn 8,5 kW.
Do tải trọng của bộ truyền thay đổi nên ta phải tính tải trọng của bộ truyền tương đương:
Ptd ≈ 7,317 KwCông suất cần thiết của động cơ:
Xác số vòng quay sơ bộ
- Tỉ số truyền bộ truyền đai thang, ta chọn u1 = 5
- Hộp giảm tốc bánh răng trụ nghiêng một cấp, ta chọn u2 = 3,7
- Tỉ số truyền nối trục, ta có u3 = 1
- Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống:
Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = n.uht= 158.18,5 = 2923 vòng/phút.
Chọn động cơ điện
Từ điều kiện { P n đc đc ≈ n ≥ P sb ct nghĩa là: { P n đc đc ≥ ≈ 8,4864 2923
Tra bảng P1.3 trong cuốn Thiết kế dẫn động cơ khí -Trịnh Chất ta chọn động cơ: DK.62-2
Bảng 1 Bảng thông số kĩ thuật động cơ DK.62-2.
Phân phối tỉ số truyền
Tỷ số truyền thực sự của hệ thống truyền động được xác định sau khi có động cơ là uht = u1 u2 = n đc n, với uht = 2930 và u2 = 3,7, dẫn đến tỷ số truyền của bộ truyền đai là 18,5443.
Bảng đặc tính
Số vòng quay trên các trục
nđc = 2930 vòng/phút nI = n đc u 1
Tính công suất trên trục
Nhận thấy công suất động cơ được tính toán Pdc = 9,43≤ Pdclc = 10kW, suy ra lựa chọn động cơ và tính toán ban đầu hợp lý.
Mômen xoắn trên các trục
Bảng đặc tính kĩ thuật của hệ thống truyền động
Động cơ I II Làm việc
Bảng 2 Bảng đặc tính kĩ thuật của hệ thống truyền động.
Thiết kế bộ truyền đai
Chọn dạng đai và vật liệu đai
Ta có P1 = 9,43 kW và n1 = 2930 vòng/phút → chọn đai loại B với bp = 14 mm, bo = 17 mm, h = 10,5 mm, yo = 4 mm, A = 138 mm 2 , d1 = 140 ÷ 280 mm
Tính đường kính bánh đai nhỏ
Đường kính bánh đai nhỏ d1 ≈ 1,2.d1min = 1,2.140 = 168 mm
60000 = 25,77 m/s > 25 m/s → theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 160 mm
Chọn hệ số trượt và tính đường kính bánh đai lớn
Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối là ξ = 0,01 Đường kính bánh đai lớn: d2 = ud1(1 – ξ) = 5,012.160(1 – 0,01) = 793,9 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 800 mm.
Tính lại tỉ số truyền: 𝑢 = d 2 d 1 (1−ξ) = 800
160(1−0,01) = 5,06 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 = 5,012 ta chọn a = 0,9 d2 = 0,9.800 = 720 mm
Chiều dài tính toán của dây đai:
Từ bảng 4.13 Thiết kế dẫn động cơ khí -Trịnh Chất (trang 59) ta chọn chiều dài dây đai là
Tính toán lại khoảng cách trục a
Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép.
→ Khoảng cách trục a = 879,2 mm và chiều dài dây đai L = 3150 mm.
Số vòng đai trong một giây
i = v L = 25 3 , ,77 15 = 8,18 s -1 , [i] = 10 s -1 , do đó điều kiện được thỏa.
Góc ôm đai bánh đai nhỏ
các hệ số sử dụng
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai:
- Hệ số xét đến ảnh hưởng đến vận tốc:
- Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền u: u = 5,012 → 𝐶 𝑢 = 1,14
- 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 chế độ tải trọng:
Tải va đập nhẹ, làm việc một ca → 𝐶𝑟 = 0,7
- Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:
Với đai loại B, d1 = 160 mm, v1 = 25,77 m/s, ta chọn [𝑃 o ] = 5 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.
Lực tác dụng lên đai và trục
chọn ứng suất ban đầu cho phép [𝜎 o ] = 0,8 MPa
- Lực căng đai ban đầu: Fo = Aσ o = zA1 σ o = 4.138.0.8 = 441,6 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 6,314 MPa.
Tuổi thọ đai
Tuổi thọ đai được xác định theo công thức:
→ Tuổi thọ đai là 2893,46 giờ ≈ 361,679 ngày làm việc.
Trong thời gian phục vụ 5 năm, dây đai cần được thay thế từ 5 đến 6 lần Tuổi thọ của dây đai chủ yếu bị ảnh hưởng bởi vận tốc vòng lớn n1 = 2930 vòng/phút và công suất lớn P1 = 9,43 kW Do đó, việc thay thế dây đai định kỳ mỗi 365 ngày làm việc là cần thiết để đảm bảo an toàn cho con người và thiết bị.
Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc
Thông số cơ bản
Nếu bộ truyền kín bánh răng côn được bôi trơn hiệu quả, hư hỏng chủ yếu sẽ là tróc rỗ bề mặt răng Do đó, việc tính toán thiết kế cần được thực hiện dựa trên ứng suất tiếp xúc.
Moment xoắn trên trục bánh dẫn TI = 151,31 Nm = 151310 Nmm, Tỉ số truyền u2 = 3.7, Số vòng quay nI = 584,6 vòng/phút.
Chọn Vật Liệu
Khi chọn vật liệu cho bánh dẫn thép C45 được tôi cải thiện, cần xác định độ rắn trung bình là HB1 = 250 Để đảm bảo bộ truyền hoạt động hiệu quả và giảm mòn, độ rắn của bánh bị dẫn HB2 phải thỏa mãn điều kiện H1 ≥ H2 + (10 ÷ 15)HB Dựa trên các tiêu chí này, ta có thể lựa chọn độ rắn trung bình phù hợp.
Tính Toán Chu Kỳ Làm Việc Và Hệ Số Tuổi Thọ
3.3.1 Số chu kỳ làm việc cơ sở
3.3.2 Chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:
- Số chu kỳ làm việc tương được được thông qua:
- c = 1: số lần ăn khớp răng trong mỗi vòng quay bánh răng
- mH = 6 :bậc của đường cong mỏi
- n = 584,6 vòng/phút : số vòng quay
- Ti, Tmax :, moment xoắn trong chế độ làm việc thứ i và moment xoắn lớn nhất.
- ti: thời gian làm việc với t1 = 20 20
- Lh = Kn.Kng.Kc = 300.1.8 = 2400h: tuổi thọ
Thay vào công thức trên ta có:
Với NHE2 với số vòng quay nII = 158 vòng/phút, u2 = 3,7
- Dễ thấy NHE1 > NHO1, NHE2 > NHO2 ,NFE1> NFO1, NFE2 > NHO2
Cho nên ta có hệ số tuổi thọ KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1
Tính Toán Ứng Suất Tiếp Xúc Và Ứng Suất mỏi
3.4.1 Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn
Theo bảng 6.13 trang 249, các giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn được tính như sau: giới hạn mỏi tiếp xúc σ0Hlim = 2HB + 70, với các giá trị cụ thể là Σ0Hlim1 = 570 Mpa và Σ0Hlim2 = 530 Mpa Đối với giới hạn mỏi uốn, σ0Flim = 1,8HB, cho kết quả là Σ0Flim1 = 450 Mpa và Σ0Flim2 = 414 Mpa.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức sau:
[σH] = σ 0 Hlim Z R Z V K L K xH s H KHL = 0 , 9 σ 0 Hlim s H KHL
Khi tôi cải thiện nên hệ số an toàn sH = 1,1 do đó:
2 = 450 Mpa Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:[σH]min = [σH2] = 433,6363MPa Ứng suất uốn cho phép: σ 0 FlimK FC s F KFL
Do tôi cải thiện sF = 1,75 , hệ số ảnh hưởng khi quay 2 chiều đến độ bền mỏi KFC = 1:
Để đảm bảo hiệu suất của bộ truyền kín (hộp giảm tốc), việc bôi trơn tốt là rất quan trọng, do đó cần tính toán thiết kế theo ứng suất tiếp xúc nhằm tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt răng Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức: [σH] ≈ 0, 45[σH1] + [σH2] = 0,45(466,3636 + 433,6363) = 405MPa, nhỏ hơn [σH]lim = 433,6363MPa Do đó, lựa chọn ứng suất tiếp xúc [σH] = 433,6363MPa là hợp lý.
Xác Định Các Thông Số Hoạt Động Của Bộ Truyền 1 Hệ số tải trọng tĩnh
3.5.1 Hệ số tải trọng tĩnh
Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên Ψba = 0,3 ÷ 0,5 chọn Ψba = 0,4 theo tiêu chuẩn khi đó: Ψbd = Ψ ba ( u + 1 )
3.5.2 Khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng:
Khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng được xác định theo công thức aw = 43(u+1)√ 3 [ σ H T ] sb 2 1 K u Ψ Hβ ba = 43(3,7+1) √ 3 151310 1 450 2 3 , 7.0 , 09 , 4 = 165,6 mm theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 160 mm
3.5.3 Chọn số răng và module sơ bộ
Module m được tính theo công thức:
= 1,6÷3,2 → theo tiêu chuẩn ta chọn m = 2,5
Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 10°
Số răng bánh dẫn z1 = 2 a w cos (β ) m(u+1) = 2.160 cos (10)
3.5.4 Tính toán lại tỷ số truyền
Xác định góc nghiêng của răng: cos(β¿ = m(z 1 +z 2 )
3.5.5 Các thông số hình học cốt yếu của bánh răng trụ Đường kính vòng chia: d1 = m z 1 cos(β) = 2, 5.27 cos (10,3) = 68,6 mm d2 = m z 2 cos(β) = 2, 5.99 cos (10,3) = 251,6 mm Đường kính vòng đỉnh: da1 = d1 + 2m = 68,6 + 2.2,5 = 73,6 mm da2 = d2 + 2m = 251,6 + 2.2,5 = 256,6 mm Đường kính vòng chân: df1 = d1 – 2,5m = 68,6 - 2,5.2,5 = 62,35 mm df2 = d2 – 2,5m = 251,6 - 2,5.2,5 = 245,35 mm
Tính lại khoảng cách trục: aw = m( z 1 + z 2 )
2.cos(10,3) = 160 mm Chiều rộng vành răng:
Bánh bị dẫn: b2 = Ψba a= 0,4.160 = 64 mm
Theo bảng 6.3 , ta chọn cấp chính xác là 9 với vgh = 6m/s
Kiểm Tra Bền
3.6.1 Hệ số tải trọng động:
Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5 , ta chọn:
3.6.2 Kiểm tra ứng suất tiếp: σ H = Z M Z H Z ε d w 1 √ 2 T 1 K Hβ b w K u HV (u+ 1) = 275.1,76.0 68 , 6 , 73 √ 2.151310.1 64,484.3 , 09.1, , 05(3 67 ,67+ 1) =
ZM = √ π [ E 2 ( 1 −μ 2 E 1 2 ) 1 + E E 2 1 ( 1−μ 2 2 ) ] do cặp vật liệu bằng thộp nờn ZM = 275 Mpa ẵ
Nếu cặp bánh răng không dịch chỉnh hoặc dịch chỉnh đều x1 + x2 = 0, ta có: aw = a = 20 °, khi đó ZH = 1,76
Ta có σ H < σ [H ] , nằm trong khoảng cho phép
3.6.3 Hệ số dạng răng γ F Đối với bánh răng dẫn: γ F1 = 3,47 + 13 z , 2
27 = 3,96 Đối với bánh răng bị dẫn: γ F2 = 3,47 + 13,2 z 2 = 3,47 + 13,2
99 = 3,60 Đặc tính so sánh độ bền các răng (độ bền uốn):
Ta kiểm nghiệm tiến hành theo bánh răng có độ bền ít hơn.
3.6.4 Ứng suất uốn tính toán: σ F1 = γ F1 T 1 K Fβ K FV d w 1 b w m = 2.3 , 6.151310 1,13.1,09
→ thỏa điều kiện bền tiếp xúc
Fr1 = Fr2 = F’.tanα = F t 1 tan (α ) cos (β) = 4411 , 37 tan ( 20 ) cos(10,3) = 1631,91 N
F n 1 = F n 2 = F ' cosα = F t1 cos(α)cos(β) = 4411 , 37 cos(20)cos(10,3) = 4771,37 N
Bảng tóm tắt thông số
Thông số Giá trị Thông số Giá trị Khoảng cách trục aw, mm
Bánh dẫn d1, mm Bánh bị dẫn d2, mm
251,6 mm Dạng răng Bánh răng trụ răng nghiêng Đường kính vòng đỉnh:
Bánh dẫn da1, mm Bánh bị dẫn da2, mm
Bánh dẫn df1, mm Bánh bị dẫn df2, mm 62,35
27 99 Tính toán kiểm nghiệm Thông số Giá trị cho phép Giá trị tính toán Nhận xét Ứng suất tiếp xúc σH,
Thỏa điều kiện tiếp xúc Ứng suất uốn σF1, MPa 257,1429 33,62 Thỏa độ bền uốn σF2, MPa 236,5714
Bảng 3 Bảng tóm tắt thông số của bộ truyền bánh răng
4 THIẾT KẾ TRỤC HỘP GIẢM TỐC BÁNH
Thiết Kế Trục I
Chọn vật liệu làm trục là thép C45 có:
Giới hạn chảy [σch] = 540MPa
Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15MPa
4.1.3 Phân tích lực tác dụng lên trục
Lực tác dụng bộ truyền bánh răng
Lực tác dụng bộ truyền đai
- Lực tác dụng lên trục Fr = 825,911 N
4.1.4 Kích thước sơ bộ của trục Đường kính sơ bộ của trục được tính qua công thức: dsb1 = 10√ 3 16 π [ τ T ] = 10 √ 3 16.151 π 15 , 31 = 37,175 mm
→ Chiều rộng ổ lăn trên trục tra bảng 10.2 trang 189
Từ bảng 10.3 trang 189 ta chọn các kích thước sơ bộ trục như sau:
Khoảng cách từ mặt nút chi tiết quay đến thành trong hộp giảm tốc hoặc giữa các chi tiết quay k1 = 15mm
Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp k2 = 15mm
Khoảng cách từ mặt nút chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15mm
Chiều cao nắp ổ và đâu bulông hn = 20mm
Với các thông số đầu vào ta tiến hành tính toán kích thước trục sơ bộ như sau:
Chiều dài mayơ bánh đai lm12 = 1,4.40 = 56 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ lm13 = 1.5.40 ¿60 mm l12 = −¿ lc12 = −¿ [0,5.(lm12 + bo ) + K3 + hn] = −¿ [0,5.(56 + 23) + 15 + 20]
4.1.5 Tính toán và vẽ biểu đồ moment uốn, xoắn trên trục
Trong mặt phẳng yoz ta có :
→ FCy = 709 N ( ngược chiều quy ước)
Hình 1 Phân tích lực trên trục I
Hình 2 Biểu đồ moment uốn và moment xoắn trục I
Hình 3 Biểu đồ matlab moment trục I theo phương đứng:
Hình 4 Biểu đồ matlab moment trục I theo phương đứng:
Vị trí trên trục (mm)
Hình 5 Biểu đồ matlab moment xoắn trục I theo phương đứng:
4.1.6 Tính toán tiết diện trục
Theo bảng 10.2 trang 403 chọn ứng suất uốn cho phép [σ] = 70MPa Theo thuyết bền số 4 ta tiến hành tính toán ứng suất tương đương thông qua công thức:
Moment quán tính tại tiết diện A:
Moment quán tính tại tiết diện nguy hiểm B:
MtdB =√ M x/B 2 + M 2 y/B + 0.75 T B 2 = √ 69,2134 2 + 195,1575 2 +0 , 75.151 , 31 2 = 245,05 Nm Moment quán tính tại tiết diện C:
Moment quán tính tại tiết diện D:
MtdD =√ M x 2 /D + M 2 y/ D + 0.75 T 2 D = √ 0 2 +0 2 +0 , 75.151 ,3 1 2 = 131,04 Nm Đường kính các đoạn trục theo moment tương đương và ứng suất uốn cho phép tại A:
N ( nem oM dA = √ 3 M 0 tdA , 1 10 [σ ] 3 = √ 3 131 0 , , 1.70 04 10 3 = 26,55 mm Đường kính tại tiết diện nguy hiểm B: dB = √ 3 M 0 tdB , 1 [ 10 σ ] 3 = √ 3 245 0 , ,1.70 05 10 3 = 32,71 mm
Trên trục B, do có gắn then, đường kính d tăng thêm từ 5 đến 10%, dẫn đến dB = 35,89 mm Đường kính tại tiết diện C được tính là dC = 27,23 mm, trong khi đường kính tại tiết diện D là dD = 26,55 mm.
Do trên trục D có gắn then nên đường kính d tăng thêm 5 ÷ 10% nên dB = 26,55.1,1 29,21mm
Chọn lần lượt dA = 30 mm, dB = 40 mm, dC = 30 mm, dD = 30 mm theo tiêu chuẩn
4.1.7 Thiết kế mối ghép then:
Trục có 2 then tại vị trí bánh đai và bánh răng.
Chiều dài mayơ bánh đai là 56 mm
→ Chọn chiều dài then là 45 mm
Xác định chiều rộng then:
Ta có dD = 30 mm → theo thiêu chuẩn ta chọn b = 10 mm
→ Chọn then bằng 10 x 8 x 45, chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5 mm, chiều sâu rãnh then trên may-ơ bánh đai t2 = 3,3 mm
Kiểm tra độ bền dập của then:
Do trục làm việc với điều kiện va đập nhẹ → Ứng suất dập cho phép [𝜎 𝑑 ] = 100 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.
Chiều dài mayơ bánh răng trụ là 60 mm
→ Chọn chiều dài then là 50 mm
Ta có dD = 40 mm → theo thiêu chuẩn ta chọn b = 12 mm
→ Chọn then bằng 12 x 8 x 50, chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5 mm, chiều sâu rãnh then trên may-ơ bánh đai t2 = 3,3 mm
Kiểm tra độ bền dập của then:
Do trục làm việc với điều kiện va đập nhẹ → Ứng suất dập cho phép [𝜎 𝑑 ] = 100 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.
Ta tiến hành kiểm nghiệm hệ số an toàn của trục theo công thức: sj = s σj s τj
Với hệ số an toàn cho phép [s] = 3, chúng ta có thể bỏ qua việc kiểm nghiệm độ cứng của trục Giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn cho phép của trục lần lượt được tính là σ−1 = 0,45σb = 353,25 MPa và τ−1 = 0,23σb = 180,55 MPa.
Vì trục xoay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên ứng suất pháp trung bình tại tiết diện σmj = 0.
Biên độ ứng suất tại tiết diện j: σaj = σmaxj = M j
Với Mj là moment tổng tại tiết diện j:
Wj là moment cản xoắn đối với trụcđược tính theo công thức:
Trong hệ thống trục xoay một chiều, ứng suất ứng xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, với ứng suất tiếp trung bình tại tiết diện j là τ mj = 0 Biên độ ứng suất tiếp tại tiết diện j được xác định là τ aj = τ maxj = 2 T / W j.
Trong đó Tj:moment xoắn tại tiết diện j,Wo là moment cản uốn tại tiết diện j cho trục có 1 rãnh then được tính theo công thức:
• KX = 1, 1: hệ số tập trung do trạng thái bề mặt với trục được gia công bằng tiện với độ nhám
• KY = 1, 5: hệ số tăng bền với trục được thấm cacbon
Các trị số kích thước ϵσ, ϵτ được tra theo bảng 10.10 trang 198 Kσ = 2,01 và Kτ = 1,88 được tra theo bảng 10.11 trang 198 đối với rãnh then cắt bằng dao phay ngón.
Ta tiến hành tính bền đối với tiết diện ổ lăn A với d = 30mm
K σdA σ aA +Ψ σ σ mA = null s τA = K τ −1 τdj τai+Ψ τ τ mj = 1,6432.14 180 , 55 ,27 = 7,7 sA = s σA s τA
Tương tự với tiết diện B với d = 40mm:
Tương tự với tiết diện C với d = 30mm:
Tương tự với tiết diện D với d = 30mm:
Nhận xét:tất cả các tiết diện trên trục I đều có hệ số an toàn s > [s] = 3,thỏa mãn điều kiện bền mỏi trục
Thiết Kế Trục II
Chọn vật liệu làm trục là thép C45 có:
Giới hạn chảy [σch] = 540MPa
Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15MPa
4.2.3 Phân tích lực tác dụng lên trục
Lực tác dụng bộ truyền bánh răng
Lực tác dụng trục nối
- Lực tác dụng lên trục Frn = 0,25𝐹 𝑡2 = 0,25.4411,37 = 1102,84 N
4.2.4 Kích thước sơ bộ của trục Đường kính sơ bộ của trục được tính qua công thức: dsb2 = 10√ 3 16 π [ τ T ] = 10 √ 3 16.517 π 15 , 39 = 56 mm
→ Chiều rộng ổ lăn trên trục tra bảng 10.2 trang 189
Từ bảng 10.3 trang 189 ta chọn các kích thước sơ bộ trục như sau:
Khoảng cách từ mặt nút chi tiết quay đến thành trong hộp giảm tốc hoặc giữa các chi tiết quay k1 = 15mm
Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp k2 = 15mm
Khoảng cách từ mặt nút chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15mm
Chiều cao nắp ổ và đâu bulông hn = 20mm
Với các thông số đầu vào ta tiến hành tính toán kích thước trục sơ bộ như sau:
Chiều dài mayơ nửa khớp trục nối lm22 = 1,6.60 = 96 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ lm23 = 1.5.60 ¿90 mm l22 = −¿ lc22 = −¿ [0,5.(lm22 + bo ) + K3 + hn] = −¿ [0,5.(96 + 31) + 15 + 20] ≈−¿ 100 mm l23 = [0,5.(lm23 + bo ) + K1 + K2] = [0,5.(90 + 31) + 15 + 15]≈ 92 mm
4.2.5 Tính toán và vẽ biểu đồ moment uốn, xoắn trên trục
Trong mặt phẳng yoz ta có :
Hình 6 Phân tích lực trên trục II
Hình 7 Biểu đồ moment uốn và moment xoắn trục II
Vị trí trên trục (mm)
Hình 8 Biểu đồ matlab moment trục II theo phương đứng:
Vị trí trên trục(mm)
Hình 9 Biểu đồ matlab moment trục II theo phương đứng:
Vị trí trên trục(mm)
Hình 10 Biểu đồ matlab moment xoắn trục II theo phương đứng:
4.2.6 Tính toán tiết diện trục
Theo bảng 10.2 trang 403 chọn ứng suất uốn cho phép [σ] = 70MPa Theo thuyết bền số 4 ta tiến hành tính toán ứng suất tương đương thông qua công thức:
Moment quán tính tại tiết diện Q:
Moment quán tính tại tiết diện F :
Moment quán tính tại tiết diện nguy hiểm E:
Moment quán tính tại tiết diện K:
MtdK =√ M x 2 /K + M 2 y/ K +0.75 T 2 K = 448,07 Nm Đường kính các đoạn trục theo moment tương đương và ứng suất uốn cho phép tại Q:
Do có gắn then trên trục Q, đường kính d tăng thêm 5 ÷ 10%, dẫn đến dQ = 44 mm Đường kính tại tiết diện F được tính là dF = √(3 * M0 / tdF * [σ * 10^3]) = 40,4 mm Tại tiết diện nguy hiểm E, đường kính dE được xác định là dE = √(3 * M0 / tdE * [σ * 10^3]) = 42,15 mm.
Do trên trục E có gắn then nên đường kính d tăng thêm 5 ÷ 10% nên dQ = 42,15.1,1 = 46,37 mm Đường kính tại tiết diện tại K: dK =√ 3 M 0 tdK ,1 [ 10 σ ] 3 = √ 3 448 0 , , 07 1.70 10 3 = 40 mm
Chọn lần lượt dQ = 45 mm, dF = 45 mm, dE = 50 mm, dK = 40 mm theo tiêu chuẩn
4.2.7 Thiết kế mối ghép then:
Trục có 2 then tại vị trí khớp nối và bánh răng.
Chiều dài mayơ bánh răng là 90 mm
→ Chọn chiều dài then là 75 mm
Xác định chiều rộng then:
Ta có dE = 50 mm → theo thiêu chuẩn ta chọn b = 16 mm
→ Chọn then bằng 16 x 10 x 75, 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 trong điều kiện va đập nhẹ → Ứng suất dập cho phép [𝜎𝑑] = 100 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.
Chiều dài mayơ khớp nối là 96 mm
→ Chọn chiều dài then là 80 mm
Ta có dQ = 45 mm → theo thiêu chuẩn ta chọn b = 14 mm
→ Chọn then bằng 14 x 9 x 80, chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5,5 mm, chiều sâu rãnh then trên may-ơ bánh đai t2 = 3,8 mm
Kiểm tra độ bền dập của then:
Do trục làm việc với tốc độ thấp → Ứng suất dập cho phép [𝜎 𝑑 ] = 100 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.
Ta tiến hành kiểm nghiệm hệ số an toàn của trục theo công thức: sj = s σj s τj
K σdj σ aj +Ψ σ σ mj s τj = K σ −1 τdj τai+Ψ τ τ mj
Để tính toán độ an toàn cho trục, hệ số an toàn cho phép được đặt là [s] = 3, do đó chúng ta có thể bỏ qua việc kiểm nghiệm độ cứng Giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn cho phép của trục lần lượt được xác định là σ−1 = 0,45σb = 353,25MPa và τ−1 = 0,23σb = 180,55MPa.
Vì trục xoay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên ứng suất pháp trung bình tại tiết diện σ = 0.
Biên độ ứng suất tại tiết diện j: σaj = σmaxj = M j
Với Mj là moment tổng tại tiết diện j:
Wj là moment cản xoắn đối với trụcđược tính theo công thức:
Trong trường hợp trục xoay một chiều, ứng suất xoắn sẽ thay đổi theo chu kỳ mạch động, với ứng suất tiếp trung bình tại tiết diện j là τmj = 0 Biên độ ứng suất tiếp tại tiết diện j được xác định là τaj = τmaxj = 2T/Wj.
Trong đó Tj:moment xoắn tại tiết diện j,Wo là moment cản uốn tại tiết diện j cho trục có 1 rãnh then được tính theo công thức:
• KX = 1, 1: hệ số tập trung do trạng thái bề mặt với trục được gia công bằng tiện với độ nhám
• KY = 1, 5: hệ số tăng bền với trục được thấm cacbon
Các trị số kích thước ϵσ, ϵτ được tra theo bảng 10.10 trang 198 Kσ = 2,01 và Kτ = 1,88 được tra theo bảng 10.11 trang 198 đối với rãnh then cắt bằng dao phay ngón.
Ta tiến hành tính bền đối với tiết diện Q với d = 45 mm
= 1,6432 s σQ = K σ −1 σdA σ aA +Ψ σ σ mA = null s τQ = K τ −1 τdj τai+Ψ τ τ mj = 1,6432.14 180 , 55 , 27 = 7,7 sQ = s σA s τA
Tương tự với tiết diện F với d = 45mm:
= 1,5551 s σF = K σ −1 σdF σ aF +Ψ σ σ mF = 18,34 s τF = K τ −1 τdF τaF+Ψ τ τ mF = 8,05 sF = s σF s τF
Tương tự với tiết diện E với d = 50mm:
Tương tự với tiết diện K với d = 40mm:
K σdK σ aK +Ψ σ σ mK = null s τK = K τ −1 τdK τaK+Ψ τ τ mK = 1,6432.20 180 , 55 ,57 = 5,34 sA = s σA s τA
Nhận xét:tất cả các tiết diện trên trục II đều có hệ số an toàn s > [s] = 3,thỏa mãn điều kiện bền mỏi trục
Bản Vẽ Thiết Kế Trục
Hình 11 Bản vẽ thiết kế trục I
Hình 12 Bản vẽ thiết kế trục II
5 TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC
Ổ lăn trục I
5.1.1 Thông số đầu vào đường kính trong d1 = 40mm.
Tốc độ quay n1 = 584,6 vg/ph.
Quay một chiều, làm việc 1 ca, tải va đập nhẹ.
Do ổ lăn nằm trên trục đầu vào, tốc độ quay cao và chịu tải từ bánh răng côn nên ta ưu tiên chọn ổ lăn dạng ổ đũa côn.
Ta có lực hướng tâm trên ổ đũa côn được tính như sau:
Chọn sơ bộ ổ lăn theo bảng 2.11
Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) T (mm) r (mm) α C (kN) Co(kN)
Bảng 4 Thông số sơ bộ ổ lăn trục I
5.1.4 Kiểm nghiệm tải tĩnh của ổ
Ta có e = 1,5 tan(α) = 1,5 tan(13,5) = 0,36 , từ đó ta tính được lực dọc trục phụ tại các ổ:
Tổng lực dọc trục tại A và C được xác định như sau:
Tiến hành xét tỷ số với V = 1 do xoay 1 vòng:
Ta được các hệ số X = 0,4 − Y = 0,4 cotα = 0,4 cot13,5=1,666 Tương tự ta xét tỷ số đối với ổ B:
Tải trọng quy ước trên các ổ:
• Kσ = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ
• KT = 1: Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ.
Vì QC > QA nên ta tiến hành tính toán theo tải trọng lớn hơn tại C.
5.1.5 Tính toán tuổi thọ và tải động ổ lăn
Tuổi thọ của ổ đũa côn theo đơn vị triệu vòng quay tính theo công thức,với Lh = 7000h:
Khả năng tải động được xác định qua:
3 là bậc đường cong mỏi đối với ổ đũa côn, thay các thông số cần thiết vào
Như vậy khả năng tải động của ổ được thỏa.
5.1.6 Kiểm nghiệm tải tĩnh Đối với ổ đũa côn ta có X0 = 0,5 và Y0 = 0,22 cot α = 0,22 cot 13,5 = 0,916 Tải tĩnh tại ổ lăn C theo công thức:
Như vậy độ bền tĩnh của ổ lăn được thỏa.
Ổ lăn trục II
5.2.1 Thông số đầu vào Đường kính trong d1 = 40mm.
Tốc độ quay n1 = 158 vg/ph.
Quay một chiều, làm việc 1 ca, tải va đập nhẹ.
Do ổ lăn nằm trên trục đầu vào, tốc độ quay cao và chịu tải từ bánh răng côn nên ta ưu tiên chọn ổ lăn dạng ổ đũa côn.
Ta có lực hướng tâm trên ổ đũa côn được tính như sau:
Chọn sơ bộ ổ lăn theo bảng 2.11
Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) T (mm) r (mm) α C (kN) Co(kN)
Bảng 5 Thông số sơ bộ ổ lăn trục II
5.2.4 Kiểm nghiệm tải tĩnh của ổ
Ta có e = 1,5 tan(α) = 1,5 tan(13,5) = 0,287 , từ đó ta tính được lực dọc trục phụ tại các ổ:
Tổng lực dọc trục tại F và K được xác định như sau:
Tiến hành xét tỷ số với V = 1 do xoay 1 vòng:
Ta được các hệ số X = 1 Y = 0 Tương tự ta xét tỷ số đối với ổ B:
Các hệ số X = 0,45 và hệ số tải trọng dọc trục Y= 1.
Tải trọng quy ước trên các ổ:
• Kσ = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ
• KT = 1: Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ.
Vì QK > QK nên ta tiến hành tính toán theo tải trọng lớn hơn tại K.
5.2.5 Tính toán tuổi thọ và tải động ổ lăn
Khả năng tải động được xác định qua:
3 là bậc đường cong mỏi đối với ổ đũa côn, thay các thông số cần thiết vào
Như vậy khả năng tải động của ổ được thỏa.
5.2.6 Kiểm nghiệm tải tĩnh Đối với ổ đũa côn ta có X0 = 0,5 và Y0 = 0,22 cot α = 0,22 cot 10,83 = 1,15 Tải tĩnh tại ổ lăn K theo công thức:
Như vậy độ bền tĩnh của ổ lăn được thỏa.
Tính Chọn Nối Trục
Sử dụng nối trục kết hợp với chi tiết đàn hồi bằng kim loại giúp tăng cường tuổi thọ làm việc Gia công lỗ trục theo kích thước chính xác của trục sẽ đảm bảo quá trình lắp ráp diễn ra dễ dàng và hiệu quả.
Mômen danh nghĩa nối trục:
Hệ số chế độ làm việc hệ thống máy trộn K = 2.
Chúng tôi đã chọn nối trục vòng đàn hồi với khả năng truyền mômen xoắn lên tới 513,766 Nm Các thông số kỹ thuật của nối trục bao gồm đường kính d = 50 mm, D0 = 210 mm, dm = 95 mm, l1 = 40 mm, l2 = 40 mm, dc = 18 mm, lc = 36 mm, đai ốc M12, z = 8, d0 = 36 mm, và l0 = 36 mm.
Kiểm tra độ bền uốn của chốt: σ F =¿ 32KT.10 3 l c π d c 3 D O Z = 32.2.513,766 10 3 36 π18 3 210 8 = 38,457 MPa≤ [𝜎 𝐹 ] = 60 Mpa Kiểm tra độ bền dập giữa chốt và vòng cao su: σ d =¿ 2KT.10 3
→ Điều kiện bền uốn và bền dập của nối trục vừa chọn được thoả.