BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA CƠ KHÍ BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY Lớp L03 – Đề số – Phương án 11: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Giảng viên hướng dẫn: Thân Trọng Khánh Đạt Sinh viên thực hiện: Đỗ Ngọc Thành Danh MSSV: 1912838 MỤC LỤC XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN 1.1 Số liệu thiết kế 1.2 Xác định công suất chọn động 1.3 Phân phối tỉ số truyền THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 2.1 Thông số ban đầu: 2.2 Tính tốn thiết kế: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ THẲNG 3.1 Thông số ban đầu: 3.2 Tính tốn thiết kế: THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN 13 4.1 Thông số thiết kế: Momen xoắn trục: 13 4.2 Tính tốn thiết kế: 13 TÍNH TỐN VÀ CHỌN Ổ LĂN, NỐI TRỤC 20 5.1 Tính tốn chọn ổ lăn 20 5.2 Tính tốn nối trục 22 TÀI LIỆU THAM KHẢO 24 XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN 1.1 Số liệu thiết kế: Hệ thống dẫn động xích tải gồm: 1- Động điện; 2- Bộ truyền đai thang; 3- Hộp giảm tốc bánh trụ thẳng cấp; 4- Nối trục đàn hồi; 5- Xích tải Lực vịng xích tải, F(N): 3500 Vận tốc xích tải, v (m/s): 2,5 Số đĩa xích tải dẫn, z (răng): 11 Bước xích tải, p (mm): 110 Thời gian phục vụ L (năm): Quay chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, ca làm việc giờ) Chế độ tải: T1 = T ; t1 = 17 s; T2 = 0,9T ; t2 = 27 s 1.2 Xác định công suất chọn động cơ: • Hiệu suất tồn hệ thống:  = dbrknol3 Trong hiệu suất truyền ta chọn từ bảng 3.3[1]: d = 0,95 : hiệu suất truyền đai br = 0,97 : hiệu suất truyền bánh trụ thẳng che kín kn = 0,99 : hiệu suất khớp nối trục đàn hồi ol = 0,99 : hiệu suất cặp ổ lăn Suy ra:  = 0,95.0,97.0,99.0,993 = 0,885 • Cơng suất cực đại trục xích tải: Pmax = Ft v 3500.2,5 = = 8,75kW 1000 1000 • Cơng suất tương đương trục xích tải là: Pi ti  i =1 Ptd = n ti  i =1  Ti     ti 12.17 + 0,92.27 i =1  T  = 8,75 = 8, 224 kW n n n = Pmax 17 + 27 ti  i =1 • Cơng suất cần thiết trục động cơ: Pct = Ptd  = 8, 224 = 9, 293kW 0,885 • Số vịng quay đĩa xích tải dẫn: nlv = 60000v 60000.2,5 = = 123,97 (vg/ph) z pc 11.110 • Chọn tỉ số truyền hệ thống: u = ud ubr Trong tỉ số truyền sơ chọn từ bảng 3.2[1]: ud = 2,75 : tỉ số truyền truyền đai thang ubr = : tỉ số truyền truyền bánh trụ thẳng cấp Suy ra: u = 2,75.4 = 11 • Số vịng quay sơ động cơ: nsb = nlvu = 123,97.11 = 1363,67(vg/ph) Dựa vào công suất cần thiết trục động Pct = 9,293kW , số vòng quay sơ động nsb = 1363,67 vg/ph theo bảng phụ lục P1.1[2] ta chọn động K160M4 với P = 11kW n = 1450vg/ph Kiểu Công suất Vận tốc quay động (kW) (vg/ph) K160M4 11 1450 𝜂% 𝑐𝑜𝑠𝜑 87,5 0,87 1.3 Phân phối tỉ số truyền: • Tỉ số truyền hệ thống: u = ud ubr = ndc 1450 = = 11,696 nlv 123,97 Ta chọn ubr =  ud = 11,696 = 2,924 • Công suất trục: PIII = Pmax = 8,75kW PII = PI = PIII = 8,75 = 8,93kW 0,99.0,99 PII = 8,93 = 9,30 kW 0,99.0,97 PI = 9,30 = 9,89 kW 0,99.0,95 knol olbr Pdc = old • Số vòng quay trục: nI = ndc 1450 = = 495,896 vg/ph ud 2,924 nIII = nII = nI 495,896 = = 123,97 vg/ph ubr • Momen xoắn trục: Tdc = 9,55.106 Pdc 9,89 = 9,55.106 = 65137,59 Nmm ndc 1450 𝐼𝑘 𝐼𝑑𝑛 6,1 𝑇𝑘 𝑇𝑑𝑛 1,6 Khối lượng (kg) 110 TI = 9,55.106 PI 9,30 = 9,55.106 = 179100,05 Nmm nI 495,896 TII = 9,55.106 PII 8,93 = 9,55.106 = 687920, 46 Nmm nII 123,97 TIII = 9,55.106 PIII 8,75 = 9,55.106 = 674054, 21Nmm nIII 123,97 Bảng thơng số tính tốn: Trục Thông số Động I II III 9,89 9,30 8,93 8,75 Công suất P (kW) Tỉ số truyền u 2,924 Số vòng quay n (vg/ph) 1450 495,896 Momen xoắn T (Nmm) 65137,59 179100,05 123,97 123,97 687920,46 674054,21 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 2.1 Thông số ban đầu: - Công suất P1 = 9,89kW - Tỉ số truyền u = 2,924 - Số vòng quay n = 1450 vg/ph - Momen xoắn T1 = 65137,59 Nmm 2.2 Tính tốn thiết kế: • Chọn loại đai Từ thông số đầu vào P1 = 9,89kW n = 1450 vg/ph , theo hình 4.22a[1], ta chọn đai B Các thông số tra từ bảng 4.3[1] đai thang loại B: - bp = 14 mm, bo = 17 mm - h = 10,5mm yo = 4,0mm - A = 138mm2 - L = 800  6300mm T1 = 40 190 Nm - • Đường kính bánh dẫn d1 = 1,2.dmin = 1,2.140 = 168mm Theo tiêu chuẩn, ta chọn d1 = 180mm  d1n  180.1450 = = 13,666 m/s  25 m/s 60000 60000 • Giả sử hệ số trượt tương đối  = 0,02 v1 = d = ud1 (1 −  ) = 2,924.180.(1 − 0,02) = 515,79 mm Theo tiêu chuẩn chọn d2 = 500mm Tỉ số truyền u = d2 500 = = 2,834 d1 (1 −  ) 180(1 − 0,02) Sai lệch so với giá trị chọn trước 3,16% nên chấp nhận • Chọn sơ khoảng cách trục a, với u = 2,924 ta chọn a = d2 = 500mm Chiều dài đai: L = 2a +  ( d + d1 ) = 2.500 + (d − d ) + 2 4a  ( 500 + 180 ) ( 500 − 180 ) + 4.500 Theo tiêu chuẩn chọn L = 2240mm = 2119,34 mm Tính lại khoảng cách trục a: k + k − 8 , với:  ( d1 + d )  (180 + 500 ) k = L− = 2240 − = 1171,86 2 d − d 500 − 180 = = = 160 2 a=  a = 563,20mm Kiểm tra điều kiện: 2(d1 + d2 )  a  0,7(d1 + d2 )  2(180 + 500)  a  0,7(180 + 500)  1360  a  476 Vậy a thỏa điều kiện • Vận tốc đai v1 = 13,666m/s i= v1 13,666 = = 6,1s-1 mà [i ] = 10s -1 , điều kiện thỏa L 2, 240 • Góc ơm đai bánh đai nhỏ: d −d 500 − 180 1 = 1800 − 57 = 1800 − 57 = 147,60 = 2,58 rad a 563, • Số dây đai sử dụng: P1 z [P0 ]C Cu CLCz Cr Cv Trong đó: - P1 = 9,89 kW - Hệ số xét ảnh hưởng góc ơm đai:  −   110 C = 1, 24 1 − e  = 0,916   - Hệ số xét ảnh hưởng đến tỉ số truyền u: Cu = 1,14 u = 2,924  2,5 - Hệ số xét ảnh hưởng đến chiều dài đai: CL = L 2240 = =1 L0 2240 - Hệ số xét ảnh hưởng đến số dây đai Cz , ta chọn sơ - Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng Cr = 0,7 (tải va đập nhẹ) - Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc: Cv = − 0,05 ( 0,01v − 1) = − 0,05(0,01.13,666 − 1) = 0,96 Theo bảng 4.8[1], ta chọn [P0 ] = 4,66 kW d = 180mm, L0 = 2240mm, v = 13,666m/s đai loại B Suy ra: z  9,89  z  3,02 4,66.0,916.1,14.1.1.0,7.0,96 Ta chọn z = đai • Chiều rộng bánh đai đường kính ngồi bánh đai: - Chiều rộng bánh đai: B = ( z − 1)e + f Với z = theo bảng 4.4[1]: ▪ e = 19,0 ▪ f = 12,5  B = (4 − 1).19,0 + 2.12,5 = 82mm - Đường kính ngồi bánh đai ( h0 = 4,2mm ): da = d1 + 2h0 = 180 + 2.4,2 = 188,4mm • Lực tác dụng lên trục: - Lực căng ban đầu (đai thang nên  = 1,5MPa) : F0 =  zA = 1,5.4.138 = 828N F0 = 207N 1000 P1 1000.9,89 = = 723,7 N - Lực vịng có ích: Ft = v1 13,666 - Lực căng dây đai: Lực vòng dây đai: Ft 723,7 = = 180,9 N z - Lực tác dụng lên trục ổ:  147,60   1  Fr = F0 sin   = 2.828.sin   = 1590, 25 N  2   • Ứng suất lớn dây đai:  max =  +  v +  F1 =  + 0,5 t +  v +  F1 207 180,9 2.4 + 0,5 + 1200.13,6662.10−6 + 100 = 6,82 MPa 138 138 180 • Tuổi thọ dây đai:  max = m m  r   r    7 10 10 107          6,82  Lh =  max  =  max  = = 2093,8 2.3600i 2.3600.v / L 2.3600.13,666 / 2, 24 • Bảng thơng số tính tốn: P1 (kW) n1 (vg/ph) 9,89 1450 z d1 (mm) 180 F0 (N) 828 d2 (mm) 500 Fr (N) 1590,25 a (mm) 563,2 α1 147,60 L (mm) 2240 u 2,834 B (mm) 82   H  = 570 1.0,9.0,92.1.1,02 = 437,6 MPa >  H , thỏa điều kiện bền 1,1 tiếp xúc 17 – Hệ số dạng YF: 13, 13, = 3, 47 + = 4,10 z1 21 13, 13, = 3, 47 + = 3,63 • Đối với bánh bị dẫn: YF = 3, 47 + 82 81 • Đối với bánh dẫn: YF = 3, 47 + Đặc tính so sánh độ bền bánh (độ bền uốn):   277,7 = 67,73 • Bánh dẫn:  F1  = YF1 4,10   257,1 = 75,79 • Bánh bị dẫn:  F  = YF 3,63 Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp 18 – Ứng suất uốn tính tốn theo cơng thức: •  F1 = 2T1YF1K F  K FV 2.179100,05.4,10.1,08.1, 22 = = 70,58MPa < 288MPa d1bwm 84.81,6.4 độ bền uốn thỏa 19 – Thơng số truyền: Thông số Khoảng cách trục (mm) Môđun pháp (mm) Giá trị aw = 206 m= Chiều rộng vành (mm) b1 = 81,6 Tỷ số truyền b2 = 86,6 u = 3,86 Số bánh z1 = 21 z2 = 81 Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = Đường kính vịng chia (mm) d1 = 84 d2 = 324 Đường kính đỉnh (mm) da1 = 92 da2 = 332 20 – Các lực tác dụng lên truyền: 12 •  bd =  ba (u + 1) = 0, 4(4 + 1) =1 Theo bảng 6.4[1], chọn K H  = 1,04 K F  = 1,08 – Khoảng cách trục sơ truyền bánh xác định theo cơng thức: • aw = 500(u + 1) T1K H   ba  H  u = 500 ( + 1) 179,1.1,04 = 203,0 mm 0, 4.466, 42.4 – Môđun m = (0,01  0,02)aw =  4mm Theo tiêu chuẩn chọn m = 4mm 10 – Tổng số răng: z1 + z2 = 2aw 2.203 = = 101,5  z1 + z2 = 102 m • Số bánh dẫn z1 = z1 + z2 102 = = 20, Chọn z1 = 21  z2 = 81 u +1 +1 11 – Tỉ số truyền sau chọn số răng: u = • Sai lệch tỉ số truyền:  = z2 81 = = 3,86 z1 21 − 3,86 100% = 3,5% 12 – Các thơng số hình học chủ yếu truyền bánh răng: Đường kính vịng chia: • d1 = z1m = 21.4 = 84mm d2 = z2m = 81.4 = 324mm Đường kính vịng đỉnh: • d a1 = d1 + 2m = 84 + 2.4 = 92 mm d a = d + 2m = 324 + 2.4 = 332 mm Khoảng cách trục tính tốn lại: aw = m( z1 + z2 ) 4.(21 + 81) = = 204 mm 2 Chiều rộng vành răng: 10 • Bánh bị dẫn: b2 = ba aw = 0,4.204 = 81,6mm • Bánh dẫn: b1 = b2 + = 81,6 + = 86,6mm 13 – Vận tốc vịng bánh răng: • v=  d1n1 60000 =  84.495,896 60000 = 2,18m/s 14 – Theo bảng 6.3[1] ta chọn cấp xác với vgh = 3m/s 15 – Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5[1], ta chọn: KHv = 1,12; KFV = 1,22 16 – Tính tốn kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc: • H = Z M Z H Z d w1 2T1K H  K Hv (u + 1) bwu Trong đó: Z M = 190 Z H = 2,50 Z = 0,96 H = • 190.2,50.0,96 2.179100,05.1,04.1,12(3,86 + 1) = 435,6MPa 84 81,6.3,86  H  =  H lim K HL Z R Z v K L K XH sH Trong đó: K HL = Z R = 0,9 Z v = 0,85v0,1 = 0,85.2,180,1 = 0,92 KL = K XH = 1,05 − d 84 = 1,05 − = 1,02 10 10 sH = 1,1 11   H  = 570 1.0,9.0,92.1.1,02 = 437,6 MPa >  H , thỏa điều kiện bền 1,1 tiếp xúc 17 – Hệ số dạng YF: 13, 13, = 3, 47 + = 4,10 z1 21 13, 13, = 3, 47 + = 3,63 • Đối với bánh bị dẫn: YF = 3, 47 + 82 81 • Đối với bánh dẫn: YF = 3, 47 + Đặc tính so sánh độ bền bánh (độ bền uốn):   277,7 = 67,73 • Bánh dẫn:  F1  = YF1 4,10   257,1 = 75,79 • Bánh bị dẫn:  F  = YF 3,63 Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp 18 – Ứng suất uốn tính tốn theo cơng thức: •  F1 = 2T1YF1K F  K FV 2.179100,05.4,10.1,08.1, 22 = = 70,58MPa < 288MPa d1bwm 84.81,6.4 độ bền uốn thỏa 19 – Thông số truyền: Thông số Khoảng cách trục (mm) Môđun pháp (mm) Giá trị aw = 206 m= Chiều rộng vành (mm) b1 = 81,6 Tỷ số truyền b2 = 86,6 u = 3,86 Số bánh z1 = 21 z2 = 81 Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = Đường kính vịng chia (mm) d1 = 84 d2 = 324 Đường kính đỉnh (mm) da1 = 92 da2 = 332 20 – Các lực tác dụng lên truyền: 12 • Dựa vào bảng 9.1[2], chọn kích thước then b  h theo tiết diện lớn trục • Chọn chiều dài lt then theo tiêu chuẩn, nhỏ chiều dài mayơ lm từ đến 10 mm • Kiểm nghiệm then theo độ bền dập độ bền cắt then 2T 2T d =   d  ,  c =   c  dllv (h − t1 ) dlt b Với: • • •  d  = 100 MPa (tra bảng 9.5[2])  c  = 40  60 MPa llv = lt − b : chiều dài làm việc then đầu tròn Đường d Mặt lm lt llv b h t1 Trục kính cắt (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (MPa) (mm) 32 13 55 50 40 10 93,28 I 40 12 86,6 80 68 12 43,90 50 22 115 110 96 14 5,5 81,90 II 60 23 85 80 62 18 11 92,46 c (MPa) T (Nmm) 22,39 9,33 17,87 15,92 179100,05 179100,05 687920,46 687920,46 Các mặt cắt thỏa điều kiện bền dập cắt – Kiểm nghiệm độ bền trục: • Độ bền mỏi: s s  s Hệ số an toàn: s = s2 + s2 Với: o [s] hệ số an tồn cho phép Thơng thường  s  = 1,5  2,5 (khi tăng độ cứng  s  = 2,5  , khơng cần kiểm nghiệm độ cứng trục) o s , s hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp, ứng suất tiếp s =  −1 K  a   +   m , s =  −1 K a   +   m o  −1 , −1 : giới hạn mỏi vật liệu tính theo cơng thức 18 • Dựa vào bảng 9.1[2], chọn kích thước then b  h theo tiết diện lớn trục • Chọn chiều dài lt then theo tiêu chuẩn, nhỏ chiều dài mayơ lm từ đến 10 mm • Kiểm nghiệm then theo độ bền dập độ bền cắt then 2T 2T d =   d  ,  c =   c  dllv (h − t1 ) dlt b Với: • • •  d  = 100 MPa (tra bảng 9.5[2])  c  = 40  60 MPa llv = lt − b : chiều dài làm việc then đầu tròn Đường d Mặt lm lt llv b h t1 Trục kính cắt (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (MPa) (mm) 32 13 55 50 40 10 93,28 I 40 12 86,6 80 68 12 43,90 50 22 115 110 96 14 5,5 81,90 II 60 23 85 80 62 18 11 92,46 c (MPa) T (Nmm) 22,39 9,33 17,87 15,92 179100,05 179100,05 687920,46 687920,46 Các mặt cắt thỏa điều kiện bền dập cắt – Kiểm nghiệm độ bền trục: • Độ bền mỏi: s s  s Hệ số an toàn: s = s2 + s2 Với: o [s] hệ số an tồn cho phép Thơng thường  s  = 1,5  2,5 (khi tăng độ cứng  s  = 2,5  , khơng cần kiểm nghiệm độ cứng trục) o s , s hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp, ứng suất tiếp s =  −1 K  a   +   m , s =  −1 K a   +   m o  −1 , −1 : giới hạn mỏi vật liệu tính theo công thức 18  Fx =  RAx − Ft1 + RBx =  RAx   R  Fy =  RAy − Fr1 − RBy + Fd =  Ay     M x / A = − RBy 145,6 + Fd 209,6 − Fr1.72,8 =  RBx   R 145,6 − F 72,8 =  RBy t  Bx   M y / A = 15 = 2132,15 N = 1475,06 N = 2132,15 N = 1513, 21N • Đường kính đoạn trục: Theo bảng 10.5[2], với d1=40 mm   = 55MPa o M Atd = o M Btd = M x2/ B + M y2/ B + 0,75TB2 = 101,782 + 02 + 0,75.179,12 = 185,5 Nm o M Etd = M x2/ E + M y2/ E + 0,75TE2 = 107,382 + 155, 222 + 0,75.179,12 = 244,3 Nm o M Ftd = M x2/ F + M y2/ F + 0,75TF2 = 0,75.179,12 = 155,1Nm d B  10 32M Btd    = 10 32.185,5 = 32,5mm, d E  35,6mm, d F  30,6mm  55 Tại B có ổ lăn nên chọn theo tiêu chuẩn, chọn d B = 35mm  d A =35mm, F có bánh đai nên chọn theo tiêu chuẩn, chọn d F = 32 mm Theo kết cấu chọn d E = 40 mm ➢ Trục II: • Tìm phản lực gối đỡ:  Fx =  RCx + Ft − RDx − Fnt =  RCx = 1979,7 N  R − F + R =  R = 776,05 N  Fy = r2 Dy  Cy  Cy     M x / C =  Fr 76 − RDy 152 =  RDx = 3744,0 N   F 98 + F 76 − R 152 =  RDy = 776,05 N t Dx  nt   M y / C = • Đường kính đoạn trục: Theo bảng 10.5[2], với d2=60 mm   = 50 MPa o M Ctd = M x2/C + M y2/C + 0,75TC2 = 2452 + 0,75.687,92 = 644,15 Nm o M Htd = M x2/ H + M y2/ H + 0,75TH2 = 58,982 + 284,52 + 0,75.687,92 = 662,81Nm o M Gtd = M x2/G + M y2/G + 0,75TG2 = 0,75.687,92 = 595,74 Nm o M Htd = d H  10 32M Htd    = 10 32.662,81 = 51,30mm, dC  50,82mm, dG  49,51mm  50 16 Tại C có ổ lăn nên chọn theo tiêu chuẩn, chọn dC = 55 mm, G có khớp nối nên chọn theo tiêu chuẩn, chọn dG = 50mm Theo kết cấu chọn d H = 60mm – Chọn kiểm nghiệm then: 17 • Dựa vào bảng 9.1[2], chọn kích thước then b  h theo tiết diện lớn trục • Chọn chiều dài lt then theo tiêu chuẩn, nhỏ chiều dài mayơ lm từ đến 10 mm • Kiểm nghiệm then theo độ bền dập độ bền cắt then 2T 2T d =   d  ,  c =   c  dllv (h − t1 ) dlt b Với: • • •  d  = 100 MPa (tra bảng 9.5[2])  c  = 40  60 MPa llv = lt − b : chiều dài làm việc then đầu tròn Đường d Mặt lm lt llv b h t1 Trục kính cắt (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (MPa) (mm) 32 13 55 50 40 10 93,28 I 40 12 86,6 80 68 12 43,90 50 22 115 110 96 14 5,5 81,90 II 60 23 85 80 62 18 11 92,46 c (MPa) T (Nmm) 22,39 9,33 17,87 15,92 179100,05 179100,05 687920,46 687920,46 Các mặt cắt thỏa điều kiện bền dập cắt – Kiểm nghiệm độ bền trục: • Độ bền mỏi: s s  s Hệ số an toàn: s = s2 + s2 Với: o [s] hệ số an toàn cho phép Thông thường  s  = 1,5  2,5 (khi tăng độ cứng  s  = 2,5  , khơng cần kiểm nghiệm độ cứng trục) o s , s hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp, ứng suất tiếp s =  −1 K  a   +   m , s =  −1 K a   +   m o  −1 , −1 : giới hạn mỏi vật liệu tính theo cơng thức 18  −1 = ( 0,  0,5 )  b = ( 240  300 ) MPa , chọn  −1 = 280MPa  −1 = ( 0, 22  0, 25 )  b = (132  150 ) MPa , chọn  −1 = 140MPa  b = 600MPa : giới hạn bền vật liệu thép 45 thường hóa o K = 1,75; K = 1,5 : hệ số xét đến ảnh hưởng tập trung ứng suất đến độ bền mỏi (bảng 10.9[1]) o  a ,  m , a , m : biên độ giá trị trung bình ứng suất o Do tất trục hộp giảm tốc quay nên ứng suất uốn thay đổi theo M chu kì đối xứng:  m = 0; a =  max = với M momen uốn tương đương, W W momen chống uốn o Do trục quay chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động  T với W0 momen chống xoắn, T momen xoắn  m =  a = max = 2W0 o   = 0,05;  = : hệ số xét đến ảnh hướng ứng suất trung bình đến độ bền mỏi vật liệu – cacbon mềm (trang 411 [1]) o   ,  : hệ số kích thước (bảng 10.4[1]) o  = 1,7 : hệ số tăng bền bề mặt (phun bi, bảng 10.5[1]) • Độ bền tĩnh: Để đề phịng trục bị biến dạng dẻo lớn bị gãy bị tải đột ngột, ta cần kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh: o Cơng thức thực nghiệm có dạng:  td =  + 3   qt o Trong đó:  = Trục I II M T = a;  = = 2 a ;    0,8 ch = 0,8.340 = 272 MPa W W0 Tiết a W W0 diện 11 4209,2 8418,5 24,18 12 5364,4 11647,6 35,18 13 2467,5 5864,5 20 16333,8 32667,7 15,00 22 10747,1 23018,9 23 18256,3 39462,1 15,92 a  td  10,64 7,69 15,27 10,53 14,94 8,72 44,08 44,13 52,90 39,44 51,75 34,15 0,88 0,88 0,88 0,81 0,84 0,81  s 0,81 9,90 12,08 0,81 6,80 16,71 0,81 8,42 0,76 14,69 11,45 0,78 8,28 0,76 13,84 13,83 Như vậy, tất mặt cắt thỏa độ bền mỏi độ bền tĩnh 19 s s 7,66 6,30 9,03 9,78 TÍNH TỐN VÀ CHỌN Ổ LĂN, NỐI TRỤC 5.1 Tính tốn chọn ổ lăn: ❖ Trục I Thơng số biết trước: - Số vịng quay: n1 = 495,896 vg/ph - Đường kính vịng trong: d1 = 35mm - Thời gian làm việc Lh = 24000 - Tải trọng tác dụng lên ổ: o Lực hướng tâm tác dụng lên ổ A: 2 FrA = RAx + RAy = 2132,152 + 1475,062 = 2592,66 N o Lực hướng tâm tác dụng lên ổ B: 2 FrB = RBx + RBy = 2132,152 + 1513, 212 = 2614,55 N o Lực dọc trục Fa1 = N - Tải trọng động quy ước tác dụng lên ổ: Q = ( XVFr + YFa ) K Kt o V = 1, X = 1, Y = : Fa1 = vòng quay o K = 1,2 : hệ số xét đến ảnh hưởng tải va đập nhẹ tuổi thọ ổ lăn o K t = : hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ tuổi thọ ổ lăn Suy ra: o QA = 1.1.2592,66.1,2.1 = 3,11 kN o QB = 1.1.2614,55.1,2.1 = 3,14 kN Ổ B chịu tải trọng lớn nên tính theo ổ B - - Tuổi thọ làm việc: 60 Lh n 60.24000.495,896 L= = = 714,1 (triệu vòng) 106 106 Khả dẫn động tính tốn: Ctt = Q m L = 3,14 714,1 = 28,07 kN Theo phụ lục 9.1[4], ta chọn ổ cỡ nặng có thông số sau: Ký hiệu ổ 407 d (mm) 35 D (mm) 100 B (mm) 25 20 C (kN) 43,6 𝐶0 (kN) 31,9 - Tuổi thọ ổ: - C  43,6  L=  =  = 2677,14 (triệu vịng)  3,14  Q Tuổi thọ ổ tính giờ: 106 L 106.2677,14 Lh = = = 89977 (h) > 24000(h) 60n1 60.495,896 m - Kiểm tra tải tĩnh: Q0 = Fr = 2614,55N  C0 = 31,9kN Điều kiện bền tĩnh thỏa - Số vòng quay giới hạn ổ: o Theo bảng 11.7[1]:  D pw n  = 4.105 o Đường kính tâm lăn: Dpw = Suy ra:  n  = d + D 35 + 100 = = 67,5mm 2 4.105 = 5926 (vg/ph) > 495,896 (vg/ph) 67,5 ❖ Trục II Thơng số biết trước: - Số vịng quay: n2 = 123,97 vg/ph - Đường kính vịng trong: d1 = 55mm - Thời gian làm việc Lh = 24000 - Tải trọng tác dụng lên ổ: o Lực hướng tâm tác dụng lên ổ C: 2 FrC = RCx + RCy = 1979,7 + 776,052 = 2126,37 N o Lực hướng tâm tác dụng lên ổ D: 2 FrD = RDx + RDy = 3744,02 + 776,052 = 3823,58 N o Lực dọc trục Fa = N - Tải trọng động quy ước tác dụng lên ổ: Q = ( XVFr + YFa ) K Kt o V = 1, X = 1, Y = : Fa = vòng quay o K = 1,2 : hệ số xét đến ảnh hưởng tải va đập nhẹ tuổi thọ ổ lăn o K t = : hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ tuổi thọ ổ lăn Suy ra: 21 o QC = 1.1.2126,37.1,2.1 = 2,55 kN o QD = 1.1.3823,58.1,2.1 = 4,59 kN Ổ D chịu tải trọng lớn nên tính theo ổ D - Tuổi thọ làm việc: 60 Lh n 60.24000.123,97 = = 178,52 (triệu vòng) o L= 106 106 - Khả dẫn động tính toán: Ctt = Q m L = 4,59 178,52 = 25,84 kN Theo phụ lục 9.1[4], ta chọn ổ cỡ nhẹ có thơng số sau: Ký hiệu ổ 211 d (mm) 55 D (mm) 100 B (mm) 21 C (kN) 34,0 - Tuổi thọ ổ: - C  34,0  L=  =  = 406, 44 (triệu vịng)  4,59  Q Tuổi thọ ổ tính giờ: 106 L 106.406, 44 Lh = = = 54642, 25(h) > 24000(h) 60n1 60.123,97 m - - 𝐶0 (kN) 25,60 Kiểm tra tải tĩnh: Q0 = Fr = 3823,58N  C0 = 25,60kN Điều kiện bền tĩnh thỏa Số vòng quay giới hạn ổ: o Theo bảng 11.7[1]:  D pw n  = 4.105 d + D 55 + 100 = = 77,5mm o Đường kính tâm lăn: Dpw = 2 4.105 = 5161, 29 (vg/ph) > 123,97 (vg/ph) Suy ra:  n = 77,5 5.2 Tính tốn nối trục: Thơng số ban đầu: - Momen xoắn: 687920,46 Nmm Đường kính trục: d=50 mm 22 - - Bảng thơng số kích thước nối trục đàn hồi (theo bảng 16-10a[3]): T (Nm) d D 𝑑𝑚 L l 𝑑1 𝐷0 Z 𝑛𝑚𝑎𝑥 1000 50 260 120 175 140 125 200 2300 Bảng thông số vòng đàn hồi (theo bảng 16-10b[3]): T (Nm) dc l1 l2 l3 1000 18 42 20 36 ❖ Kiểm tra độ bền dập vòng đàn hồi: KT d =   d  ZD0 d cl3 Trong đó: o  d  = (  ) MPa : ứng suất dập cho phép vòng cao su o K = 1,5 : hệ số chế độ làm việc xích tải 2.1,5.687920, 46 = 2, 49 MPa 8.160.18.36 Như độ bền dập vòng đàn hồi thỏa ❖ Kiểm tra độ bền chốt: KTl0 u =   u  0,1dc3 D0 Z  d = Trong đó: o  u  = ( 60  80 ) MPa : ứng suất cho phép chốt o K = 1,5 : hệ số chế độ làm việc xích tải o l0 = l1 + l2 / 1,5.687920, 46.52 = 71,88MPa 0,1.183.160.8 Như chốt nối trục thỏa sức bền cho phép  u = 23 TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Nguyễn Hữu Lộc Giáo trình sở thiết kế máy, 2018 [2] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí (tập một), 2006 [3] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí (tập hai), 2006 [4] Nguyễn Hữu Lộc Bài tập Chi tiết máy, 2017 24 ... ra: z  9,89  z  3,02 4,66.0,916.1,14.1.1.0,7.0,96 Ta chọn z = đai • Chi? ??u rộng bánh đai đường kính ngồi bánh đai: - Chi? ??u rộng bánh đai: B = ( z − 1)e + f Với z = theo bảng 4.4[1]: ▪ e =... pháp (mm) Giá trị aw = 206 m= Chi? ??u rộng vành (mm) b1 = 81,6 Tỷ số truyền b2 = 86,6 u = 3,86 Số bánh z1 = 21 z2 = 81 Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = Đường kính vịng chia (mm) d1 = 84 d2 = 324 Đường... pháp (mm) Giá trị aw = 206 m= Chi? ??u rộng vành (mm) b1 = 81,6 Tỷ số truyền b2 = 86,6 u = 3,86 Số bánh z1 = 21 z2 = 81 Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = Đường kính vòng chia (mm) d1 = 84 d2 = 324 Đường