CHƯƠNG 4 : TÍNH TOÁN CƠ CẤU DI CHUYỂN CẦU TRỤC

CHƯƠNG : TÍNH TOÁN CƠ CẤU DI CHUYỂN CẦU TRỤC 4.1 Giới thiệu cấu di chuyển: Cơ cấu di chuyển dung để dòch chuyển máy phận máy mặt phẳng ngang hay nghiêng Cơ cấu di chuyển bao gồm một cụm bánh xe, dẫn động động thông qua hệ thống truyền động khí như: hộp giảm tốc, khớp nối, nhiều trường hợp có truyền bánh hở Để dừng xe xác, cấu trang bò phanh Đường ray cấu di chuyển đặt công trình gắn cố đònh Cơ cấu di chuyển cho cầu trục thực theo phương án: dẫn động chung dẫn động riêng 4.1.1 Phương án dẫn động chung: Phương án dẫn động chung động dẫn động đặt khoảng dầm cầu truyền động tới bánh xe chủ động hai bên ray nhờ trục truyền Cơ cấu di chuyển dẫn động chung với trục truyền quay chậm: phương án sử dụng tương đối phổ biến cầu trục có công dụng chung có độ không lớn, đặc biệt cầu trục có kết cấu dàn không gian bố trí dễ dàng phận cấu Cơ cấu di chuyển dẫn động chung với trục truyền quay trung bình: cấu momen xoắn truyền từ động đến bánh xe qua trục truyền cặp bánh hở Vì mà momen xoắn trục truyền nhỏ so với trục truyền chậm kích thước nhỏ Cơ cấu di chuyển dẫn động chung với trục truyền quay nhanh: có trục truyền gắn trực tiếp với trục động Vì có đường kính nhỏ 2-3 lần trọng lượng nhỏ 4-6 lần so với trục truyền quay chậm Tuy nhiên, quay nhanh mà đòi hỏi chế tạo lắp ráp xác 4.1.2 Phương án dẫn động riêng: Cơ cấu di chuyển dẫn động riêng gồm hai cấu dẫn động cho bánh xe chủ động bên ray riêng biệt Công suất động thường lấy 60% tổng công suất yêu cầu Phương án có xô lệch dầm cầu di chuyển lực cản hai bên ray không đều, nhiên hệ thống có tượng tự động san tải động điện Do kết cấu gọn nhẹ, dễ lắp đặt, sử 45 dụng bảo dưỡng nên ngày sử dụng phổ biến hơn, đặc biệt cầu trục có độ lớn 4.2 Các thông số bản, sơ đồ truyền động, nguyên lý hoạt động cấu di chuyển: – Các thông số bản: + Sức nâng cầu trục: 75 T ( 25Tx3) + Tốc độ di chuyển: 20 m/ph + Tổng số bánh xe di chuyển: bánh + Số bánh xe dẫn động: bánh – Sơ đồ truyền động: Hình Sơ đồ truyền động cấu di chuyển cầu trục Động điện; Phanh; Hộp giảm tốc; Bánh xe di chuyển; Bánh truyền động; Khớp nối – Nguyên lý hoạt động: Động điện nối với hộp giảm tốc thông qua khớp nối có gắn bánh phanh Các trục bánh xe nối với trục hộp giảm tốc nhờ khớp nối Khi trục động quay, truyền Moment xoắn sang hộp giảm tốc thông qua khớp nối có gắn bánh phanh Hộp giảm tốc truyền Moment xoắn đến trục bánh xe thông qua khớp nối, làm cho bánh xe di chuyển 46 4.3 Tính chọn đường kính bánh xe ray: Hình Bánh xe di chuyển cầu trục Chọn vật liệu chế tạo bánh xe thép 45 có σ d = 750 N / mm Ta chọn bánh xe hình trụ hai thành bên có gờ, dạng tiếp xúc đường với ray – Sơ ta chọn Db= 560 mm – Đường kính ngõng trục bánh xe: db = 140 mm – Khoảng tiếp xúc B = 110 mm – Chiều rộng bánh xe B1 = 160 mm – Chiều cao gờ bánh xe h = 25 mm Trọng lượng sơ cầu truc xác đònh theo công thức (bảng1.5) [1]: G = 0.96Q + 0.84L (4.1) có tính đến trọng lượng thiết bò mang hàng Do : G = 0.96 x 75000 + 0.84 x 33000 = 99720 (kgf) Tải trọng tương đương tác dụng lên bánh xe(3.1) [1]: Pbx = γ.kbx.Pmax (4.2) đó: – γ: hệ số tính đến thay đổi tải trọng Đối với cầu trục theo (bảng 5.2 [2] ) phương pháp nội suy ta có: γ = 0,84 47 kbx = 1,2 – kbx: hệ số tính đến chế độ làm việc cấu Theo (bảng 5.2 [1]) chọn – Pmax: áp lực lớn tác dụng lên bánh xe p lực tựa lên bánh xe lớn xe nằm vò trí đầu dầm, G Q đó: Pmax = + = 99.72 75 + = 31.215 (Tf) Vậy áp lực tương đương tác dụng lên bánh xe: Pbx = 0,84 1.2 31,215 = 31,465 (Tf) Kiểm tra bánh xe theo ứng suất dập (5.4) [2]: σ d = 190 Pbx ≤ [σ ]d b×R (4.3) đó: – b: chiều rộng ray – R: bán kính bánh xe σ d = 190 314650 = 712,1 < [σ ] d 80 × 280 (N/mm2) Vậy bánh xe chọn thỏa mãn Chọn loại ray KP 70 có thông số: b (mm) b1 (mm) b2 (mm) s (mm) s (mm) r (mm) r1 (mm) 80 87 130 32 130 Hình Ray di chuyển loại KP70 48 4.4 Tính chọn động cơ, khớp nối, hộp giảm tốc, phanh: 4.4.1 Tính toán chọn động điện: – Xác đònh lực cản di chuyển: Tổng lực cản di chuyển tải trọng tónh cầu trục (2.39) [1]: Wd = W1 + W2 + W3 (4.4) đó: – W1: Lực cản ma sát – W2: Lực cản độ dốc đường ray – W3: Lực cản gió + Do cần trục làm việc nhà nên: W3 = + Lực cản ma sát (10.2) [2]: W1 = (G0+Q) 2.µ + f d k Dbx (4.5) Với: – µ : Hệ số cản lăn (bảng 10.1 [2]) phương pháp nội suy ta chọn µ =0.56 – f : Hệ số ma sát ổ trục quy đường kính ngõng trục Bảng 10.2 [2] với loại ổ lăn, lấy f = 0,015 – D, d: Đường kính bánh xe ngõng trục bánh xe – k: hệ số kể đến ma sát thành bánh Theo bảng 10.3 [2] lấy k = 1,5 ⇒ W1 = (75 + 99,72) 2.0,56 + 0,015.140 1,5 1000 = 1506,96 (kgf) 560 + Lực cản độ nghiêng đường (độ dốc đường ray) (10.3) [2]: W2 = (G + Q).sin α ≈ (G + Q) α (4.6) Ở đây: α độ dốc cho phép đường ray Với ray xe lăn cầu trục lấy α = 0,002 W2 = (75 + 99,72).0,002 = 349,44 (kG) 49 Vậy: W d = W1 + W2 = 1506,96 + 349,44 = 1856,4 (kgf) – Công suất tónh để truyền động cấu di chuyển cầu trục (2.42)[1]: Nt = Wd Vd 102.η (4.7) đó: – Vd: tốc độ di chuyển đònh mức – η : hiệu suất cấu Theo bảng 1.9 [1] ta chọn η =0.85 Suy ra: Nt = 185,4.20 = 7.137 KW 102.0,85.60 Do cấu di chuyển dẫn động hai động nên công suất đònh mức động chọn 0,6.Nt Công suất động cơ: N = 0,6.7,137 = 4,248 (kW) Theo bảng III.20 [1] chọn động loại MTF 111_6 có thông số: – Công suất đònh mức: N = 5,8 kW – Hiệu suất: 74% – Tốc độ vòng quay: 915 vòng/phút – Momen đà roto: 0,195 kG.m2 – Đường kính trục: 35 mm – Khối lượng động cơ: 76 kg Hình 4.4 Động điện MTF 111-6 – Momen đònh mức động (1.62) [1]: 50 M dm = 975 N dm n M dm = 975 5,8 = 6,18 (kgf.m) 915 (4.8) 4.4.2 Tính chọn khớp nối: Momen tónh để chọn khớp nối (1.65) [1]: M k = M dm k1 k (4.9) đó: – Mdm: momen đònh mức – k1: hệ số tính đến mức độ quan trọng cấu – k2: hệ số tính đến chế độ làm việc cấu Theo bảng 1.21 [1] chọn k1= 1,2; k2= 1,2 Mk = 6,18.1,2.1,2 = 8,9 (kgf.m) Theo bảng III.36 [1] chọn loại khớp nối số có thông số: – Đường kính bánh phanh: D = 200 mm – Momen đà: 0,5 kg.m2 – Khối lượng khớp nối: 25 kg Hình 4.5 Khớp nối bánh phanh 4.4.3 Tính chọn hộp giảm tốc: – Tốc độ quay bánh xe di chuyển: 51 nbx = Vd 20 = = 11,368vg / ph π Dbx 3,14.0,56 (4.10) – Tỉ số truyền truyền: i= n dc 915 = = 80,48 nbx 11,368 (4.11) Do truyền có truyền hở nên: i = ik ih đó: – ik: tỉ số truyền hộp giảm tốc – ih: tỉ số truyền truyền hở Theo bảng III.22.2 [1] ta chọn hộp giảm tốc kiểu II2 – 250 có thông số: – Tỉ số truyền: i = 32,42 – Công suất: 8,1 kW – Khoảng cách trục: 250 mm – Tốc độ quay trục quay nhanh: 1000 vòng/ phút – Chế độ làm việc trung bình – Tỉ số truyền truyền hở: ih = i 80,48 = = 2,48 i k 32,42 (4.12) Chọn ih = Tốc dộ di chuyển thực tế cầu trục: Vtt = V i 80,48 = 20 = 19,85 m/ph itt 81,05 (4.13) 4.4.4 Kiểm tra động điện: – Kiểm tra thời gian khởi động: + Gia tốc cho phép lớn cầu trục(1.51) [1]: n a mẫ =  tr  n   ϕ µ d   +  − ( f + µ d ) k v .g k D  D   ϕ (4.14) đó: – ntr: số bánh xe truyền động; ntr = – n: tổng số bánh xe cầu trục; n = 52 – ϕ : hệ số bám bánh xe với ray; ϕ = 0,15 – kϕ : hệ số bám dự trữ; kϕ = 1,2 – µ : hệ số ma sát ổ trục bánh xe; µ = 0,015 – f: hệ số ma sát lăn bánh xe ray; f = 0,56 – k v : hệ số tính đến lực cản phụ ma sát gờ bánh xe, đầøu moa bánh xe…; k v =   0,15 amax=   1,2 +   0,015.14  2  − ( 2.0,056 + 0,015.14 ) .9,81 = 0,518 m/s2 56  56  + Thời gian khởi động cho phép thực tế phải lớn hơn: t cp ≥ 19,85 = 0,64 s 60.0,518 + Thời gian khởi dộng thực tế cấu di chuyển không mang hàng (1.44) [1]: t kd = 0,975.G.(Vtt ) δ (GD ).n1 + 375.[ M tbkd − M t ] n.[ M tbkd − M t ] t kd = 1,2.0,5.915 0,975.99720.20 + = 6,28 (s) 375.(10,0425 − 7,6) 60 915.(10,0425 − 7,6 ).0,85 (4.15) đó: – δ : hệ số tính tới ảnh hưởng khối lượng truyền; δ = 1,2 – Momen khởi động trung bình động (1.59) [1]: M tbkd = ψ max + ψ M dm (4.15’) Với: – ψ max : hệ số momen mở máy lớn động cơ; ψ max =2,25 – ψ : hệ số momen mở máy nhỏ động cơ; ψ = 1,1 M tbkd = 2,25 + 1,1 6,18 = 10,0425 kgf.m – Momen cản tónh làm việc hàng (1.20) [1]: Mt = Wd D 2.i.η Mt = 1856,4.0,6 = 7,6 kgf.m 2.80,48.0,85 (4.16) 53 – Gia tốc thực tế khởi động cầu trục: att = Vtt 19,85 = = 0,053m / s t kd 60.6,28 (4.17) Như thời gian gia tốc khởi động phù hợp với giá trò cho bảng 1.11 1.15 [1] – Kiểm tra độ dự trữ bám thực tế: + p lực lớn lên bánh xe truyền động hàng: Gtt = k G 99720 = 1,1 = 27423 (kgf) 4 (4.18) đó: k = 1,1 hệ số tính đến viêc phân phối không khối lượng cầu trục bánh xe truyền động không truyền động + Lực cản di chuyển cẩu trục hàng: Wd = k1 G µ d + f 0,015.14 + 2.0,056 = 1,5.99720 = 860,01 (kgf) D 56 + Độ bám dự trữ thực tế theo công thức (2.45) [1]: kϕ = Gtt ϕ 27423.0,15 = = 3,39 > k tt = 1,1 14   a ntr  0,053 d − 0,015  Wd + G. − µ  860 + 99720. 56  D  9,81 g n Thỏa mãn điều kiện an toàn bám Do động chọn có công suất lớn yêu cầu nên không cần kiềm tra điều kiện đốt nóng 4.4.5 Xác đònh momen phanh chọn phanh: Giảm tốc cho phép lớn cầu trục phanh (1.52) [1]: n a h max =  tr  n   ϕ µ d   −  + ( f + µ d ) .g k D  D   ϕ   0,15 ahmax=   1,2 −   (4.19) 0,015.14  1  + ( 2.0,056 + 0,015.14 ) .9,81 =0,65 (m/s2) 56  56  Thời gian phanh cầu trục hàng không nhỏ hơn: t = Vtt 19,85 = = 0,51 (s) h a max 0,65.60 (4.20) Lực cản phanh cầu trục hàng (2.48) [1]: Wmsh = G ( µ d + f ) D (4.21) 54 Wmsh = 99720 (0,015.14 + 2.0,056) = 573,39 (kgf) 56 Momen cản tónh trục phanh phanh cầu trục: Wmsh D.η 573,39.0,56.0,85 M = = = 1,6956 (kgf.m) 2.i 2.80,48 h t (4.22) Để đảm bảo phanh bánh xe không bò trượt ray, momen phanh max (2.48) [1]: M max ≤ Gtt D  µ d + f   ϕ − .η 2.i  D  M max ≤ 27423.0,56  0,015.14 + 2.0,056   0,15 − .0,85 = 11,69 (kgf.m) 2.80,48  56  (4.23) Theo bảng III.38 [1] chọn loại phanh TKT – 200 có thông số: – Đường kính bánh phanh: 200 mm – Chiều rộng má phanh: 90 mm – Momen phanh ứng với chế độ làm việc trung bình: kgf.m – Hành trình má phanh: 0,5 mm – Khối lượng phanh có nam châm điện: 25 kg Thời gian phanh thực tế cầu trục hàng: th = δ GD n 0,975.G.V η 1,2.0,5.915 0,975.99720.20 2.0,85 + = + = 2,02 s 375.( M h + M th) n.( M h + M th ) 375.(4 + 1,695) 60 2.915.( + 1,695) Như phanh chọn làm việc an toàn 4.5 Xác đònh khoảng cách cụm bánh xe dầm cuối: Xét cầu trục di chuyển cum bánh xe, có độ L Ta cần xác đònh khoảng cách E bánh xe dầm cuối Khẩu độ L lớn nhiều so với khoảng cách E lực cản không hai bên ray nguyên nhân chế tạo, lắp đặt mà xảy tượng cầu trục chạy bò xô lệch bên Do Hiện tượng làm cho thành bánh xe tiếp xúc với cạnh đường ray sinh lực cản phụ W, làm tăng tải trọng tác dụng lên cầu trục Để thắng lực cản phụ đó, động dẫn động phải phát sinh thêm lực dẫn động W lực phân cho bên ray, bên W/2 Các lực hai bên ray tạo thành momen xô lệch M= W L , momen làm phát sinh lực cản phụ N thành bánh xe ray 55 Hình 4.6 Sơ đồ cầu trục để xác đònh khoảng cách E M W L = E 2.E N= Nếu lực N lớn làm cho bánh xe không quay mà chi trượt Để loại trừ khả ta phải đảm bảo lực dẫn động bên ray thắng lực cản ma sát có lực N W ≥ N f W W L ≥ f 2.E E ⇒ ≥ f L Trong f hệ số ma sát thành bánh xe cạnh ray Trong tính toán 1 thường lấy f = ÷ 1 Ta chọn f = nên ta có: E ≥ L f = 33000 = 5500 (m) Lấy E = 6300 mm 4.6 Tính toán truyền hở: 4.6.1 Xác đònh ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn cho phép: – Chọn vật liệu chế tạo truyền hở: + chọn vật liệu làm bánh nhỏ thép 40X có thông số: – σ bk = 900 N / mm – σ ch = 600 N / mm – Độ rắn HB = 210 + chọn vật liệu làm bánh lớn thép 45 có thông số: 56 – σ bk = 750 N / mm – σ ch = 290 N / mm – Độ rắn HB = 200 – Ứng suất tiếp xúc cho phép (bảng 3.9) [3]: [σ ]tx = 2,6.HB (4.24) Số vòng quay truc dẫn: n1 = n ihgt = 915 = 28,23 (vòng/phút) 32,42 Chọn hệ số chu kỳ ứng suất k N bánh ' + Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh lớn: [σ ] tx = 2,6.200 = 520 N / mm + Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh nhỏ (3.6) [3] : [σ ] tx1 = 2,6.210 = 546 N / mm – Ứng suất uốn cho phép: Chọn hệ số chu kỳ ứng suất uốn k N = ' [σ ]u = σ −1 n.kσ (4.25) đó: – n: hệ số an toàn; n = 1,5 – kσ : hệ số tập trung ứng suất chân răng; kσ =1,8 – σ −1 : giới hạn mỏi uốn; thép σ −1 = 0,45.σ bk Giới hạn mỏi uốn thép 40X: σ −1 = 0,45.900 = 405 N / mm Giới hạn mỏi uốn thép 45: σ −1 = 0,45.750 = 337,5 N / mm + Ứng suất uốn cho phép bánh nhỏ: [σ ] u = 405 = 150 N / mm 1,5.1,8 + Ứng suất uốn cho phép bánh lớn: [σ ] u = 337,5 = 125 N / mm 1,5.1,8 4.6.2 Xác đònh hệ số tải trọng khoảng cách trục: 57 – Chọn sơ hệ số tải trọng k = 1,3 – Khoảng cách trục (3.10) [3]:  1,05.10 k N A ≥  (i + 1).3 ( )  [ ] σ i ψ A n2 tx      (4.26) đó: b – ψ A : hệ số chiều rộng bánh răng; chọn ψ A = A = 0,45 n – n2 : vận tốc chuyển động bánh lớn; n2 = i =  1,05.10 ⇒ A ≥ ( + 1).3   520.3 28,23 = 9,41 vòng/phút  1,3.8,1  = 424,55mm  0,45.9,41 Chọn A = 425 mm 4.6.3 Tính vận tốc vòng chọn cấp xác chế tạo bánh răng: Vận tốc bánh xe di chuyển (3.17) [3]: V= 2.π A n1 60.1000.(i + 1) (4.27) 2.3,14.425.28,23 = 0,31m / s 60.1000.4 ⇒V = Theo bảng 3.11 [3] chọn cấp xác cấp 4.6.4 Đònh xác hệ số tải trọng khoảng cách trục: – Chiều rộng răng: b = ψ A = 0,45.425 = 191,25mm 2.425 – Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: d1 = + = 212,5mm b 191,25 Do đó:ψ d = d = 212,5 = 0,9 Với ψ d = 0,9 tra bảng 3.13 [3] phương pháp nối suy ta xác đònh k ttbang = 1,075 Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế (3.20) [3]: k tt = k ttbang + = 1,075 + = 1,037 (4.28) Theo bảng 3.13 [3] ứng với cấp xác vận tốc vòng ta tìm hệ số tải trọng động kd = 1,1 Vậy: hệ số tải trọng: k = ktt kd = 1,0375 1,1 = 1,14 58 Giá trò k sai khác lớn so với giả thiết nên ta cần tính lại khoảng cách trục Theo công thức (3.21) [3] ta có: A= Asơbo k k sobo = 425.3 1,14 = 406,79mm ; lấy A = 407mm 1,3 – Chiều rộng răng: b = 0,45.407 = 183,15 mm; lấy b = 184 mm – Modun răng: m = (0,01 ÷ 0,02)A =(0,01 ÷ 0,02).407 = (4,07 ÷ 8,14) Lấy m = – Số bánh dẫn (3.24) [3]: Z1 = A m.( i + 1) Z1 = 2.407 = 33,9 ; lấy Z1 = 34 6.(3 + 1) (4.29) – Số bánh lớn: Z2 = Z1 i = 34.3 = 102 4.6.5 Kiểm nghiệm sức bền uốn răng: Sức bền uốn kiểm nghiệp theo công thức: σ u1 19,1.10 6.k N = ≤ [σ ] u y.m Z n.b (4.30) đó: – b: chiều rộng bánh răng; với bánh nhỏ lấy b=190 mm; bánh lớn lấy b = 184 mm – y: hệ số dạng – Z, n: số số vòng quay phút bánh tính – m: mun – k: hệ số tải trọng – N: công suất ⇒ σ u1 = 19,1.10 6.1,14.8,1 = 58,59 N / mm ≤ [σ ] u = 125 N / mm 0,4585.6 2.34.28,23.190 Vậy bánh chọn thỏa mãn sức bền uốn 4.6.6 Kiểm nghiệm sức bền bánh chòu tải đột ngột: – Ứng suất tiếp xúc cho phép tải (3.43) [3]: 59 [σ ] txqt = 2,5.[σ ] tx (4.31) + Với bánh nhỏ: [σ ] txqt = 2,5.546 = 1356 N / mm + Với bánh lớn: [σ ] txqt = 2,5.520 = 1300 N / mm – Ứng suất uốn cho phép tải (3.45) [3]: [σ ] uqt = 0,8.σ ch (4.32) + Với bánh nhỏ: [σ ] uqt = 0,8.600 = 480 N / mm + Với bánh lớn: [σ ] uqt = 0,8.290 = 252 N / mm Ta có ứng suất tiếp xúc (3.13) [3]: 1,05.10 σ tx = A.i ⇒ σ tx = ( i + 1) k N b.n2 (4.33) 1,05.10 ( + 1) 1,14.8,1 = 502,41N / mm 407.3 184.9,41 – Ứng suất tiếp xúc tải (3.41) [3]: σ txqt = σ tx k qt (4.34) kqt: hệ số tải; kqt =1,8 ⇒ σ txqt = 502,41 1,8 = 614,06 N / mm < [σ ] txqt = 1300N/mm2 – Ứng suất uốn tải (3.42) [3]: σ uqt = σ u k qt (4.35) 2 + Với bánh nhỏ: σ uqt1 = 58,59.1,8 = 105,46 N / mm < [σ ] uqt1 = 480 N / mm 2 + Với bánh lớn: σ uqt = 60,5.1,8 = 108,9 N / mm < [σ ] uqt = 252 N / mm 4.6.7 Các thông số hình học truyền bánh răng: – Bánh nhỏ: + Đường kính vòng lăn: d1= m.Z = 34 = 204 (mm) + Đường kính vòng đỉnh: D1= d1+2.m =204 + 12 = 216 (mm) + Đường kính vòng chân: D1c= d1- 2.m = 204 – 12 =192 (mm) + Chiều rộng bánh răng: b = 190 (mm) – Bánh lớn: + Đường kính vòng lăn: d2= m.Z = 102 = 612 (mm) + Đường kính vòng đỉnh: D2= d2+2.m =612 + 12 = 624 (mm) 60 + Đường kính vòng chân: D2c= d2- 2.m = 612 – 12 =600 (mm) + Chiều rộng bánh răng: b = 184 (mm) 4.7 Tính toán trục bánh xe: 4.7.1 Tính chọn trục bánh xe: Chọn vật liệu làm trục bánh xe thép 45 theo GOST có: – σ b = 736 N / mm – σ ch = 490 N / mm – [σ ] u = 200 N / mm Momen xoắn tác dụng lên bánh truyền động: M x = 9,55.10 N 8,1 = 9,55.10 = 2740170,072 N mm n 28,23 Lực tác dụng: – Lực vòng (6.102) [4]: Ft1 = 2.T1 d1 ⇒ Ft = (4.36) 2.2740170,072 = 26864,41N 204 – Lực hướng tâm (6.104a) [4]: Fr1 = Ft1 tgα (4.37) ⇒ Fr1 = 26864,41.tg 20 = 9777,85 N Do trục quay trơn nên trục không chòu momen xoắn Xác đònh giá trò phản lực: – Trong mặt phẳng Oyz, phương trình cân momen: M xA = Ptt 340 + Fr 340 − R yB 680 = ⇒ R yB = Ptt 340 + Fr 340 314560.340 + 9777,85.340 = = 162169,095 N 680 680 Phương trình cân lực theo trục y: R yA = Fr + Ptt − R yB = 9777,85 + 314560 − 162169,095 = 162168,755 N – Trong mặt phẳng Oxz, phương trình cân momen: 61 M yA = Ft 340 − R xB 680 = ⇒ R xB = Ft 340 26864,41.340 = = 13432,205 N 680 680 Phương trình cân lực theo trục x: Ft − R xA − R xB = ⇒ R xA = Ft − R xB = 26864,41 − 13432,205 = 13432,205 N Ta có sơ đồ tính trục bánh xe: Ta vẽ biểu đồ momen Qua biểu đồ momen ta thấy tiết diện nguy hiểm vò trí C, momen tương đương(10.14) [4]: 62 (4.38) M C = M x2 + M y2 M C = 55137376,7 + 4566949,7 = 55326190,35 N mm Đường kính trục xác đònh theo công thức: d ≥3 M td 55326190,035 =3 = 140mm 0,1.[σ ] 0,1.200 (4.39) Vậy ta chọn đương kính trục: d= 140 mm 4.7.2 Kiểm nghiệm trục bánh xe: – Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn: Do trục bánh xe trục tâm không quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động (10.16) [4]: s= σ −1  k σ a  σ + ψ σ  ε σ β    ≥ [ s] (4.40) đó: – [s]: hệ số an toàn cho phép nằm khoảng 1,5 ÷ 2,5; chọn [s]= 1,5 – σ −1 : giới hạn mỏi vật liệu (10.21) [4]: σ −1 = ( 0,4 ÷ 0,5)σ b = 294,4 ÷ 368 N / mm (4.41) Chọn σ −1 = 340 N / mm – ε σ : hệ số kích thước; tra bảng 10.3 [4] ta chọn ε σ = 0,68 – β : hệ số tăng cứng; tra theo bảng 10.4 [4] chọn β =1,7 – kσ :hệ số xét đến ảnh hưởng tập trung tải trọng đến độ bền mỏi; tra bảng 10.5 [4] chọn kσ = 1,6 – σ a : biên độ ứng suất – ψ σ : hệ số xét đến ảnh hưởng ứng suất trung bình đến độ bền mỏi phụ thuộc tính vật liệu; lấy ψ σ = 0,1 Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng (10.22) [4]: σ a = σ max = M W (4.42) Với W momen chống uốn (10.26) [4]: W = 0,1.d = 0,1.140 = 304862,5 (4.43) 63 ⇒ σa = 55326190,35 = 181,479 N / mm 304862,5 340.0,68.1,7 Vậy: s = 1,38.181,479 = 1,51 > [ s ] = 1,5 : thỏa mãn – Kiểm nghiệm trục theo độ bền tónh: Để đề phòng trục bò biến dạng dẻo lớn bò gãy bò tải đột ngột ta cần phải kiểm nghiệm trục theo điều kiện (10.28) [4]: σ td = σ ≤ [σ ] (4.44) σ ,τ ứng suất uốn xoắn, giá trò xác đònh theo công thức sau: σ= M W (4.45) Với: – M: momen uốn tiết diện nguy hiểm tải – W: momen cản uốn – [σ ] qt : ứng suất uốn cho phép tải; lấy 0,8 σ ch , với σ ch giới hạn chảy vật liệu; [σ ] qt = 0,8.σ ch = 0,8.490 = 392 N / mm 2 Vậy: σ = 181,479 N / mm < [σ ] qt = 392 N / mm Vậy trục bánh xe làm việc an toàn 4.8 Tính toán trục truyền: 4.8.1 Tính chọn trục truyền: Chọn vật liệu làm trục truyền thép 45 theo GOST có: – σ b = 883N / mm – σ ch = 638 N / mm Momen xoắn tác dụng lên bánh truyền động: M x = 9,55.10 N 8,1 = 9,55.10 = 2740170,072 N mm n 28,23 Lực tác dụng: – Lực vòng(6.102) [4] : Ft1 = 2.T1 d1 ⇒ Ft = (4.47) 2.2740170,072 = 26864,41N 204 64 – Lực hướng tâm (6.104a) [4]: Fr1 = Ft1 tgα (4.48) ⇒ Fr1 = 26864,41.tg 20 = 9777,85 N Chọn sơ đường kính trục(10.3) [4]: d =3 5.T [τ ] (4.49) Sơ ta chọn [τ ] =20 Mpa d =3 5.2740170,072 = 88,15mm 20 Xác đònh giá trò phản lực: – Trong mặt phẳng Oyz, phương trình cân momen: M xA = Fr 520 − R yB 680 = ⇒ R yB = Fr 520 9777,85.520 = = 7477,18 N 680 680 Phương trình cân lực theo trục y: R yA = Fr − R yB = 9777,85 − 7477,18 = 2300,67 N – Trong mặt phẳng Oxz, phương trình cân momen: M yA = Ft 520 − R xB 680 = ⇒ R xB = Ft 520 26864,41.520 = = 20543,38 N 680 680 Phương trình cân lực theo trục x: Ft − R xA − R xB = ⇒ R xA = Ft − R xB = 26864,41 − 20543,38 = 6321,03 N Ta vẽ biểu đồ momen Momen tiết diện nguy hiểm (10.14) [4]: M td = M x2 + M y2 + 0,75T (4.50) M td = 1196348,4 + 3286940,8 + 0,75.8220509,46 = 3569335,533 N mm Xác đònh xác đường kính trục: ⇒d =3 3569335,533 = 57,01mm 0,1.192 Do trục có then hoa nên ta chọn d = 70 mm 65 Ta có sơ đồ tính trục truyền bánh xe: 4.8.2 Kiểm nghiệm trục truyền: – Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn: Trục kiểm nghiệm theo công thức (10.18) [4]: s= sσ sτ ≥ [ s] sσ + sτ (4.51) 66 đó: – sσ : hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn (10.19) [4] – sτ : hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất xoắn (10.20) [4] sσ = sτ = σ −1 K σ σ a + ψ σ σ m ε σ β (4.52) σ −1 Kτ τ a + ψ t σ m ε t β (4.53) với: – σ −1 ,τ −1 : giới hạn mỏi vật liệu, xác đònh theo công thức sau: σ −1 = ( 0,4 ÷ 0,5)σ b = ( 353 ÷ 441,5) N / mm τ −1 = ( 0,22 ÷ 0,25)σ b = (194,26 ÷ 220,75) N / mm 2 Chọn σ −1 = 440 N / mm ,τ −1 = 220 N / mm – ψ σ ,ψ τ : hệ số xét đến ảnh hưởng ứng suất trung bình đến độ bền mỏi phụ thuộc vào tính vật liệu; theo hình 2.9 [4] ta chọn ψ σ = 0,1,ψ τ = 0,05 – σ m ,τ m , σ a ,τ a : giá trò trung bình biên độ ứng suất Do trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng (10.24) [4]: nên σ m ,τ m = σa = W= M M ;τ a = W W0 (4.54) π d b.t.( d − t ) 3,14.70 20.7,5.( 70 − 7,5) − = − = 29471,6mm 32 2.d 32 2.70 2 π d b.t.( d − t ) 3,145.70 20.7,5.( 70 − 7,5) − = − = 63235,67mm W0 = 16 2d 16 2.70 ⇒σa = 3479889,266 8220509,46 = 118,69 N / mm ;τ a = = 130 N / mm 29471,6 63235,67 – kσ , kτ : hệ số xét đến ảnh hưởng tập trung tải trọng đến độ bền mỏi; theo bảng 10.8 [4] chọn kσ = 1,6; kτ = 1,4 – ε σ , ε τ : hệ số kích thước; tra bảng 10.3 [4] ta chọn ε σ = 0,75; ε τ =0,73 67 440 =3 1,6.118,69 0,75.1,7 220 ⇒ sτ = = 1,62 1,4.130 0,73.1,7 ⇒ sσ = 3.1,62 Vậy: s = + 1,62 ≈ 1,5 ≤ [ s ] = 1,5 : thõa mãn – Tính toán kiểm nghiệm trục theo độ bền tónh: Để đề phòng trục bò biến dạng dẻo lớn bò gãy bò tải đột ngột ta cần phải kiểm nghiệm trục theo điều kiện (10.28) [4]: σ td = σ + 3τ ≤ [σ ] (4.55) Trong σ ,τ ứng suất uốn xoắn, giá trò xác đònh theo công thức sau: σ= M T ,τ = W W0 (4.56) với: – M, T momen uốn xoắn tiết diện nguy hiểm tải – W W0 momen cản uốn xoắn – [σ ] qt : ứng suất uốn cho phép tải; lấy 0,8 σ ch , với σ ch giới hạn chảy vật liệu; [σ ] qt = 0,8.σ ch = 0,8.638 = 510,4 N / mm Vậy σ = 118,69 + 3.130 = 254,54 N / mm < [σ ] qt = 510,4 N / mm Vậy trục bánh xe làm việc an toàn 4.9 Tính toán chọn ổ lăn: Chọn ổ ổ đũa lòng cầu dãy Chọn tuổi thọ làm việc ổ lăn: 8000 (h) Ta chọn ổ lăn theo khả tải động (11.20) [4]: Ctt = Q.m L ≤ C (4.57) đó: – L: tuổi thọ ổ – C: giá trò khả tải động tra theo bảng 68 – Q: tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ (11.22) [4]: Q = R.kσ kτ (4.58) Với: – R: tổng lực hướng tâm tác dụng lên ổ (11.26) [4]: R = R x2 + R y2 (4.59) Lực tác dụng lên ổ lực gối đỡ B, lực lớn so với lực gối A + Với ổ trục bánh xe: R = 20543,382 + 164757,18 = 166033N + Với ổ trục truyền: R = 20543,382 + 7477,18 = 21861,81N – kσ : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ; theo bảng 11.2 [4] chọn kσ = 1,1 – kτ : hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ; chọn kτ =1 Nên tải trọng hướng tâm: – Ổ trục bánh xe: Q = 166033.1,1.1 = 182636,3N – Ổ trục truyền: Q = 21861,81.1,1.1 = 24047,99 N Thời gian làm việc ổ tính theo triệu vòng quay: L= 60.Lh n 60.8000.28,23 = = 13,55 triệu vòng 10 10 Vậy: – Khả tải động ổ trục bánh xe:C= 182636,3.3 13,55 = 435411,8 – Khả tải ổ trục truyền: C = 24047,99.3 13,55 = 57331,3 Theo phụ lục 9.4 [4] ta chọn ổ cho trục bánh xe ổ hạng nhẹ rộng có ký hiệu 3528, với C =730000 N, tải trọng tónh cho phép 44000 kgf, d =140 mm; D = 250 mm, chiều rộng ổ 68mm Chọn ổ cho trục truyền ổ cỡ nhẹ rộng ký hiệu 7512, với C = 94000 N, C0 = 75000 N, d =60 mm 69 [...]... động: M x = 9,55.10 6 N 8,1 = 9,55.10 6 = 2 740 170,072 N mm n 28,23 Lực tác dụng: – Lực vòng(6.102) [4] : Ft1 = 2.T1 d1 ⇒ Ft = (4. 47) 2.2 740 170,072 = 268 64, 41N 2 04 64 – Lực hướng tâm (6.104a) [4] : Fr1 = Ft1 tgα (4. 48) ⇒ Fr1 = 268 64, 41.tg 20 0 = 9777,85 N Chọn sơ bộ đường kính trục( 10.3) [4] : d =3 5.T [τ ] (4. 49) Sơ bộ ta chọn [τ ] =20 Mpa d =3 5.2 740 170,072 = 88,15mm 20 Xác đònh giá trò các phản lực:... tác dụng: – Lực vòng (6.102) [4] : Ft1 = 2.T1 d1 ⇒ Ft = (4. 36) 2.2 740 170,072 = 268 64, 41N 2 04 – Lực hướng tâm (6.104a) [4] : Fr1 = Ft1 tgα (4. 37) ⇒ Fr1 = 268 64, 41.tg 20 0 = 9777,85 N Do trục quay trơn nên trục không chòu momen xoắn Xác đònh giá trò các phản lực: – Trong mặt phẳng Oyz, phương trình cân bằng momen: M xA = Ptt 340 + Fr 340 − R yB 680 = 0 ⇒ R yB = Ptt 340 + Fr 340 3 145 60. 340 + 9777,85. 340 =... (10.16) [4] : s= σ −1  k σ a  σ + ψ σ  ε σ β    ≥ [ s] (4. 40) trong đ : – [s ]: hệ số an toàn cho phép nằm trong khoảng 1,5 ÷ 2,5; chọn [s]= 1,5 – σ −1 : giới hạn mỏi của vật liệu (10.21) [4] : σ −1 = ( 0 ,4 ÷ 0,5)σ b = 2 94, 4 ÷ 368 N / mm 2 (4. 41) 2 Chọn σ −1 = 340 N / mm – ε σ : hệ số kích thước; tra bảng 10.3 [4] ta chọn ε σ = 0,68 – β : hệ số tăng cứng; tra theo bảng 10 .4 [4] chọn β =1,7 – kσ :hệ... ta thấy tiết di n nguy hiểm nhất ở vò trí C, momen tương đương(10. 14) [4] : 62 (4. 38) M C = M x2 + M y2 M C = 55137376,7 2 + 45 66 949 ,7 2 = 55326190,35 N mm Đường kính trục được xác đònh theo công thức: d ≥3 M td 55326190,035 =3 = 140 mm 0,1.[σ ] 0,1.200 (4. 39) Vậy ta chọn đương kính trục: d= 140 mm 4. 7.2 Kiểm nghiệm trục bánh xe: – Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn: Do trục bánh xe là trục tâm không... momen Momen tại tiết di n nguy hiểm (10. 14) [4] : M td = M x2 + M y2 + 0,75T 2 (4. 50) M td = 1196 348 ,4 2 + 3286 940 ,8 2 + 0,75.8220509 ,46 2 = 3569335,533 N mm Xác đònh chính xác đường kính trục: ⇒d =3 3569335,533 = 57,01mm 0,1.192 Do trục có then hoa nên ta chọn d = 70 mm 65 Ta có sơ đồ tính trục truyền bánh xe: 4. 8.2 Kiểm nghiệm trục truyền: – Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn: Trục được kiểm nghiệm... trọng hướng tâm: – Ổ trục bánh xe: Q = 166033.1,1.1 = 182636,3N – Ổ trục truyền: Q = 21861,81.1,1.1 = 240 47,99 N Thời gian làm việc của ổ tính theo triệu vòng quay: L= 60.Lh n 60.8000.28,23 = = 13,55 triệu vòng 10 6 10 6 Vậy: – Khả năng tải động của ổ trục bánh xe:C= 182636,3.3 13,55 = 43 541 1,8 – Khả năng tải của ổ trục truyền: C = 240 47,99.3 13,55 = 57331,3 Theo phụ lục 9 .4 [4] ta chọn ổ cho trục bánh... = 2 54, 54 N / mm 2 < [σ ] qt = 510 ,4 N / mm 2 Vậy trục bánh xe làm việc an toàn 4. 9 Tính toán chọn ổ lăn: Chọn ổ là ổ đũa lòng cầu 2 dãy Chọn tuổi thọ làm việc của ổ lăn: 8000 (h) Ta chọn ổ lăn theo khả năng tải động (11.20) [4] : Ctt = Q.m L ≤ C (4. 57) trong đ : – L: tuổi thọ của ổ – C: giá trò khả năng tải động tra theo bảng 68 – Q: tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ (11.22) [4] : Q = R.kσ kτ (4. 58)... đỉnh: D2= d2+2.m =612 + 12 = 6 24 (mm) 60 + Đường kính vòng chân: D2c= d2- 2.m = 612 – 12 =600 (mm) + Chiều rộng bánh răng: b = 1 84 (mm) 4. 7 Tính toán trục bánh xe: 4. 7.1 Tính chọn trục bánh xe: Chọn vật liệu làm trục bánh xe là thép 45 theo GOST c : 2 – σ b = 736 N / mm 2 – σ ch = 49 0 N / mm 2 – [σ ] u = 200 N / mm Momen xoắn tác dụng lên bánh răng truyền động: M x = 9,55.10 6 N 8,1 = 9,55.10 6 = 2 740 170,072... trình cân bằng lực theo trục y: R yA = Fr + Ptt − R yB = 9777,85 + 3 145 60 − 162169,095 = 162168,755 N – Trong mặt phẳng Oxz, phương trình cân bằng momen: 61 M yA = Ft 340 − R xB 680 = 0 ⇒ R xB = Ft 340 268 64, 41. 340 = = 1 343 2,205 N 680 680 Phương trình cân bằng lực theo trục x: Ft − R xA − R xB = 0 ⇒ R xA = Ft − R xB = 268 64, 41 − 1 343 2,205 = 1 343 2,205 N Ta có sơ đồ tính trục bánh xe: Ta vẽ được biểu đồ... 10.5 [4] chọn kσ = 1,6 – σ a : biên độ của ứng suất – ψ σ : hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi và phụ thuộc cơ tính vật liệu; lấy ψ σ = 0,1 Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng (10.22) [4] : σ a = σ max = M W (4. 42) Với W là momen chống uốn (10.26) [4] : W = 0,1.d 3 = 0,1. 140 3 = 3 048 62,5 (4. 43) 63 ⇒ σa = 55326190,35 = 181 ,47 9 N / mm 2 3 048 62,5 340 .0,68.1,7 ... phanh ứng với chế độ làm việc trung bình: kgf.m – Hành trình má phanh: 0,5 mm – Khối lượng phanh có nam châm điện: 25 kg Thời gian phanh thực tế cầu trục hàng: th = δ GD n 0,975.G.V η 1,2.0,5.915