PHẦN II: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ MÁY
CHƯƠNG 3: TÍNH CƠ CẤU DI CHUYỂN XE CON
3.2. Tính cơ cấu di chuyển xe con
3.2.1.Bánh xe và ray:
Chọn loại bánh xe hình trụ có hai thành bên với các kích thước theo ЃΟCT 3569- 60. Đường kính bánh xe sơ bộ chọn Dbx = 300mm, đường kính ngỗng trục d = 80mm (bảng 9-4[10]).
Tải trọng lên bánh xe gồm trọng lượng bản thân xe lăn G0 = 50000N và trọng lượng vật nâng Q = 150000 N. Trọng lượng xe xem như phân bố đều cho các bánh.
Khi không có vật nâng các bánh xe chịu tải trọng ít nhất Pmin bằng.
Pmin = 𝐺0
4 = 50000
4 = 12500N.
Khi nâng vật, tải trọng lên bánh xe sẽ không phân bố đều Tổng tải trọng do trọng lượng vật nâng tác dụng lên bánh dẫn.
𝑃𝑑 = Q.950
1550 = 150000.950
1550 = 91935,5 N Tải trọng do trọng lượng vật nâng tác dụng lên bánh D
1 2
3
3 4
DUT.LRCC
Sinh viên thực hiện: Bùi Anh Vũ Hướng dẫn: ThS. Nguyễn Thanh Việt 64
𝑃𝐷 = 𝑃𝑑.1040
2000 = 91935,5.1040
2000 = 47806,5 N.
Vậy tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe (bánh D)
Pmax = 12500 + 47806,5 = 60306,5 N.
Tải trọng tương đương lên bánh xe tính theo công thức 3-65[10]
Pbx = γ.kbx.Pmax = 60306,5.0,8.1,2 = 57894,2 N.
trong đó: γ = 0,8 -bảng 3-13[10]
kbx = 1,2 - bảng 3-12[10].
Hình 44. Sơ đồ xác định tải trọng lên các bánh xe Tải trọng do trọng lượng vật nâng tác dụng lên bánh xe A.
𝑃𝐴 = 𝑃𝑑. 960
2000 = 91935,5.960
2000 = 44129 N.
Tổng tải trọng do trọng lượng vật nâng tác dụng lên hai bánh xe B và C.
Pbd = 150000 – 91935,5 = 58064,5 N.
Tải trọng tác dụng lên bánh xe C.
𝑃𝐶 = 𝑃𝑏𝑑.760
1600 = 58064,5. 960
2000 = 27871 N Tải trọng tác dụng B:
PB = Pbd - PC = 58064,5 - 27871 = 30193,5 N
Sức bền dập bánh xe được kiểm tra theo sơ đồ hình 45. Bánh xe chế tạo bằng thép đúc 55л; để đảm bảo lâu mòn vành bánh được tôi đạt độ rắn HB=300÷320
Ứng suất dập theo công thức 2-67[10]
𝜎𝑑 = 190√𝑃𝑏𝑥
𝑏𝑟 = 190.√57894,2
40.150 = 590,2 N/mm2 trong đó: Pbx: Là tải trọng tương đương tác dụng lên bánh xe.
L6=1550 L2=600 L1=950
L3=960 L4=1040
L5=2000 Q=150000N
DUT.LRCC
Sinh viên thực hiện: Bùi Anh Vũ Hướng dẫn: ThS. Nguyễn Thanh Việt 65
b: Là chiều rộng mặt ray tiếp xúc với bánh xe r: Là bán kính bánh xe
Ứng suất dập cho phép theo bảng 2-19[10] có [σd] = 750 N/mm2.
Vậy kích thước bánh xe đã chọn đảm bảo hoạt động an toàn.
Hình 45. Sơ đồ để tính sức bền bánh xe 3.2.2. Động cơ điện:
Lực cản tính chuyển động của xe lăn gồm có lực cản do ma sát và lực cản do độ dốc đường ray. Lực cản gió do bán cổng trục làm việc ở ngoài trời.
Lực cản do ma sát tính theo công thức 3-40[10].
𝑊1 = (Q+𝐺0)2𝜇+𝑓𝑑
𝐷𝑏𝑥 = (150000+50000).2.0,3+0,015.80
300 = 1200 N trong đó: μ ,f - hệ số ma sát lăn và trượt, lấy theo bảng 3-7 và 3-8[10]
μ = 0,3; f = 0,015
d - đường kính ngỗng trục.
d = 80 mm
Lực cản do độ dốc đường ray đặt trên cầu:
W2 = α(Q+G0) = 0,002(150000 + 50000) = 400 N.
trong đó: α - độ dốc đường ray, lấy theo bảng 3-9[10].
α = 0,002 Lực cản gió tính theo công thức 1-2[10].
W3 = kkq(F0 + Fv).
trong đó: kk - hệ số cản khí động học.
kk = 1,2
q - áp lực gió tính toán lấy theo bảng 1-2[10], N/m2
80 300
45 50
DUT.LRCC
Sinh viên thực hiện: Bùi Anh Vũ Hướng dẫn: ThS. Nguyễn Thanh Việt 66
q = 150 N/m2
F0: diện tích chịu gió tính toán các bộ phận của xe lăn, m2 F0 = k.F = 0,8.1,2 = 0,96 m2
với: k - hệ số đối với dàn lấy 0,3 ÷ 0,4 đối với các cơ cấu lấy 0,8 ÷ 1,0 vậy lấy k = 0,8 F: diện tích trong đường viền
Fv: diện tích chịu gió của vật nâng (Q = 15 T; Fv = 15 m2)
W3 = kkq(F0+Fv) = 1,2.150.(0,96+15) = 2872,8 N Tổng lực cản tĩnh:
Wt = kt.W1+W2 +W3 = 2,05.1200 + 400 + 2872,8 = 5732,8 N.
Với kt = 2,05 - hệ số tính đến ma sát thành bánh, lấy theo bảng 3-6[10], tương ứng với tỷ lệ giữa khoảng cách bánh và khoảng cách trục bánh xe bằng 1600
1250 ≈ 1,3 (hình 45)
Công suất tĩnh yêu cầu đối với động cơ theo công thức 3-60[10].
𝑁𝑡 = 𝑊𝑡.𝑣𝑥
60000.𝜂𝑑𝑐 = 5732,8.25
60000.0,85 = 2,81 kW.
trong đó: đc =0,85- hiệu suất cơ cấu di chuyển, lấy theo bảng 1-9[10] .
Tương ứng với chế độ làm việc của cơ cấu là trung bình CĐ25%, sơ bộ chọn động cơ điện ký hiệu MT 11-6
Công suất danh nghĩa: Ndn = 3,5 kW Số vòng quay danh nghĩa: ndc = 910 vg/ph
Hệ số quá tải: 𝑀𝑚𝑎𝑥
𝑀𝑚𝑖𝑛 = 2,5 Mô men vô lăng: (GiDi2) = 2,7 Nm2 Khối lượng động cơ: mdc = 56 kg 3.2.3.Tỷ số truyền chung:
Số vòng quay của bánh xe:
𝑛𝑏𝑥 = 𝑣𝑥
𝜋.𝐷𝑏𝑥 = 25
𝜋.0,3 = 26,53 vg/ph Tỷ số truyền chung cần có đối với bộ truyền.
𝑖𝑥 = 𝑛𝑑𝑐
𝑛𝑏𝑥 = 910
26,53 = 34,3 3.2.4.Kiểm tra động cơ điện về mômen mở máy:
Gia tốc lớn nhất cho phép đảm bảo hệ số an toàn bám Kb = 1,2; tính cho trường hợp lực bám ít nhất (khi không có vật), theo công thức 3-51[10].
𝑗0𝑚𝑎𝑥 = 𝑔
𝐺0.(𝐺𝑑.𝜑
1,2 + 𝐺𝑑.f. 𝑑
𝐷𝑏𝑥 -𝑊𝑡0).
DUT.LRCC
Sinh viên thực hiện: Bùi Anh Vũ Hướng dẫn: ThS. Nguyễn Thanh Việt 67
trong đó: φ - hệ số bám bánh xe vào ray.
φ = 0,2
Gd - tổng áp lực lên bánh dẫn khi không có vật.
Gd = 2Pmin = 2.12500 = 25000 N 𝑊𝑡0 - tổng lực cản tỉnh khi không có vật.
𝑊𝑡0 = 𝑊𝑡. 𝐺0
𝐺0+𝑄 = 5732,8. 50000
50000+150000 = 1433,2 N.
Vậy: 𝑗0𝑚𝑎𝑥 = 9,81
50000.(25000.0,2
1,2 + 25000.0,02. 80
300 − 1433,2) = 0,56 m/𝑠2. Thời gian mở máy tương ứng gia tốc cho phép trên là:
𝑡𝑚0 = 𝑣𝑥
60.𝑗0𝑚𝑎𝑥 = 25
60.0,56 = 0,74s
Mômen mở máy tối đa cho phép để không xảy ra trượt, theo công thức 3-54[10].
𝑀𝑚0 = 𝑊𝑡
0.𝐷𝑏𝑥
2.𝑖𝑥.𝜂𝑑𝑐 + 𝐺0.𝐷𝑑𝑥
2 .𝑛1
375.𝑖𝑥2.𝑡𝑚0.𝜂𝑑𝑐 + 𝛽 ∑(𝐺𝑖𝐷𝑖
2).𝑛1 375.𝑡𝑚0
Với : ∑(GiDi2) = ( GiDi2)rôto + (GiDi2)khơp = 2,7 + 3,6 = 6,3 Nm2
Ở đây ta chọn khớp nối vòng đàn hồi có đường kính D=200mm cho phanh TKT-160.
Vậy: 𝑀𝑚0 = 1433,2.0,3
2.26,53.0,85 + 50000.0,3
2.910
375.26,532.0,74.0,85 + 1,2.6,3.910
375.0,74 = 59 Nm. . Đối với động cơ điện đã chọn có mômen danh nghĩa:
𝑀𝑑𝑛 = 9550.3,5
910 = 36,73 Nm.
Mômen mở máy trung bình của động cơ xác định theo công thức 2-75[10]:
𝑀𝑚 = 𝑀𝑚𝑚𝑎𝑥+𝑀𝑚𝑚𝑖𝑛
2 = (1,8 ÷2,5)𝑀𝑑𝑛+1,1.𝑀𝑑𝑛
2 = 1,45.𝑀𝑑𝑛
Mm =1,45. Mdn = 1,45.36,73 = 53,3 Nm.
Vậy Mm < Mm0 đảm bảo hệ số an toàn bám.
3.2.5. Phanh:
Gia tốc khi không có vật nâng, theo bảng 3-10[10], tương đương với tỷ lệ bánh dẫn so với tổng số bánh xe là 50% và hệ số bám φ = 0,2, ta chọn jph0 = 0,75 m/s2.
Thời gian phanh khi không có vật:
𝑡𝑚𝑛 = 𝑣𝑥
60.𝑗0𝑚𝑎𝑥 = 25
60.0,75 = 0,56s
Với phanh đặt ở trục thứ nhất, mômen phanh được xác định theo công thức 3-58[10].
𝑀𝑝ℎ = - 𝑊𝑡
0.𝐷𝑏𝑥
2.𝑖𝑥.𝜂𝑑𝑐 + 𝐺0.𝐷𝑑𝑥
2 .𝑛1.𝜂𝑑𝑐
375.𝑖𝑥2.𝑡𝑚0 + 𝛽.∑(𝐺𝑖𝐷𝑖
2).𝑛1 375.𝑡𝑚0 .
DUT.LRCC
Sinh viên thực hiện: Bùi Anh Vũ Hướng dẫn: ThS. Nguyễn Thanh Việt 68
Với 𝑊𝑡0 = 𝐺0.2.𝜇+𝑓.𝑑
𝐷 = 50000.2.0,3+0,015.80
300 = 300 N.
𝑀𝑝ℎ = - 300.0,3
2.26,53.0,85 + 50000.0,3
2.910.0,85
375.26,532.0,56 + 1,2.6,3.910
375.0,56 = 54 Nm.
căn cứ vào mômen phanh trên, ta chọn phanh má TT-160 có Mph = 98 Nm.
3.2.6. Bộ Truyền:
Theo sơ đồ cơ cấu di chuyển xe lăn hình 42, ta dùng hộp giảm tốc bánh răng trụ đứng. Hộp giảm tốc này phải bảo đảm các yêu cầu sau:
Với CĐ25%, số vòng quay trục vào nv = 910 vg/ph và truyền được công suất 2,81 kW và tỷ số truyền i = 26,53.
Hộp giảm tốc phù hợp với điều kiện trên là hộp giảm tốc ký hiệu BK-475 có các đặc tính sau:
Kiểu hộp 3 cấp bánh răng trụ thẳng đứng.
Tổng khoảng cách trục A = 475 mm Tỷ số truyền i = 30
Công suất truyền được với CĐ25% .Tương ứng với số vòng quay trục vào n = 940 vg/ph; N = 3,5 kw.
3.2.7.Các bộ phận của cơ cấu di chuyển xe con:
Kết cấu bộ phận trục cùng bánh dẫn và hộp trục trình bày trên hình 46. Bánh xe lắp cứng trên trục bằng then, trục đặt trên ổ lăn trong các hộp trục, do đó trong quá trình làm việc trục quay chịu uốn và xoắn. Ứng suất uốn sẽ thay đổi theo chu kỳ đối xứng, ứng suất xoắn do tính chất làm việc hai chiều của cơ cấu nên cũng xem như thay đổi theo chu kỳ đối xứng.
Tải trọng lớn nhất tác động lên bánh xe (bánh D. hình 44) đã được xác định Pmax = 60306,5 N
.
Hình 46: Kết cấu trục bánh dẫn
ỉ400
130 80
ỉ75
ỉ85
500 250
ỉ85 ỉ90
DUT.LRCC
Sinh viên thực hiện: Bùi Anh Vũ Hướng dẫn: ThS. Nguyễn Thanh Việt 69
Tải trọng tĩnh có kể đến ảnh hưởng tải trọng động:
Pt = Pmax. kđ = 60306,5.1,2 = 72367,8 N kđ = 1,2 ÷ 1,5 – hệ số tải trọng động Sơ đồ tính trục cho trên hình 47
Mômen uốn lớn nhất tại tiết diện giữa bánh xe.
𝑀𝑢 = 𝑃𝑡.𝑙
4 = 72367,8.300
4 = 5427585 Nmm.
Ngoài lực Pt, trong mặt phẳng ngang trục còn bị uốn bởi lực di chuyển bánh xe (~1/2 lực cản chuyển động xe lăn) song trị số lực này nhỏ nên bỏ qua.
Hình 47: Sơ đồ tính trục
Mômen xoắn lớn nhất truyền từ trục ra của hộp giảm tốc sang các bánh dẫn sẽ xuất hiện khi động cơ điện phải ra mômen lớn nhất trong thời kỳ mở máy.
Mômen lớn nhất trên trục I (trục động cơ) sẽ là:
Mnmax = 1,8.Mdn = 1,8.36,73 = 66,11 Nm.
Mdn = 36,73 - mômen danh nghĩa của động cơ tính ở mục 3.2.4 Mômen để thắng các lực cản tĩnh chuyển động:
𝑀𝑡 = 9550.2,81
910 = 29,5 Nm Mômen dư để thắng quán tính của hệ thống:
Md = 66,11 – 29,5 = 36,61 Nm
Mômen để thắng lực quán tính khối lượng các bộ phận chuyển động thẳng:
𝑀𝑑′ = 𝑀𝑑.(𝐺𝑖𝐷𝑖
2)𝑡𝑑
∑(𝐺𝑖𝐷𝑖2) = 36,61.15,1
22,66 = 24,4 Nm
Trong đó: (GiDi2)tđ – Mômen vô lăng tương đương của các bộ phận chuyển động thẳng thu về trục động cơ.
∑(𝐺𝑖𝐷𝑖2)𝑡𝑑 = 0,1(50000+150000).25
2
9102 = 15,1 N𝑚2.
∑(GiDi2) - tổng mômen vô lăng của hệ thống thu về trục của động cơ.
Pt
A B
125 125
DUT.LRCC
Sinh viên thực hiện: Bùi Anh Vũ Hướng dẫn: ThS. Nguyễn Thanh Việt 70
∑(GiDi2)q = 1,2.[(GiDi2)roto + (GiDi2)khớp] ≈ 1,2.(2,7 + 3,6) = 7,56 Nm2.
∑(GiDi2) = [(GiDi2)td + (GiDi2)q] ≈ 15,1+ 7,56 = 22,66 Nm2. Vậy mômen lớn nhất trên trục I sẽ truyền đến các bánh dẫn:
M1 = Mt + M’d = 29,5 + 24,4 = 53,9 Nm.
Mômen tính toán có kể đến ảnh hưởng tải trọng động:
M1’ = M1.kd = 53,9.1,2 = 64,68 Nm.
Mômen xoắn lớn nhất trên các trục bánh dẫn:
Mbd = M1’.i.ηdc = 64,68.34,3.0,85 = 1885,75 Nm.
Ổ trục ra hộp giảm tốc, mômen này truyền sang hai bên, phân bố tỷ lệ với tải trọng lên bánh dẫn D và A. (hình 44).
Bánh D chịu tải nặng nhất, trục của nó sẽ chịu mômen xoắn lớn nhất:
𝑀𝑥 = 𝑀𝑏𝑑. 𝑃𝐷
𝑃𝐷+𝑃𝐴 = 1885,75. 47806,5
47806,5+44129 = 980,6 Nm.
Mômen tương đương tác dụng lên trục:
𝑀𝑡𝑑 = √𝑀𝑢2+ 𝛼. 𝑀𝑥2 = √54275852+ 1. 9806002 = 5515456 Nmm Trong đó: α = 1 - do ứng suất xoắn thay đổi.
Ta dùng thép C45 chế tạo có giới hạn bền 𝜎𝑏 = 610 N/mm2, giới hạn mỏi 𝜎−1= 250N/mm2 và 𝜏−1= 155 N/mm2 .
Ứng suất cho phép với chu kỳ đối xứng xác định theo công thức 1-12[10].
[σ] = 𝜎−1
[𝑛].𝑘 = 250
1,4.2,5 = 71,4 N/𝑚𝑚2.
Trong đó hệ số an toàn [n] và hệ số k lấy theo bảng 1-8 và 1-5[10].
Vậy đường kính trục tại tiết diện giữa bánh xe là:
d ≥ 3√0,1.[𝜎]𝑀𝑡𝑑 = 3√55154560,1.71,4 = 91,76 mm.
Đường kính tại tiếp diện giữa bánh xe lấy bằng 95 mm, lớn hơn giá trị tính được vì có rãnh then.
* Kiểm tra lại hệ số an toàn theo sức bền mỏi của trục.
Tại tiết diện nguy hiểm với d = 95 mm có khoét rãnh then bxh = 28x16 nên Wu = 75300 mm3. Bảng 7-3b[9]
Wx = 159400 mm3. Bảng 7-3b[9]
Các ứng suất uốn lớn nhất:
𝜎𝑎 = 𝑀𝑢
𝑊𝑢 = 5427585
75300 = 72 N/𝑚𝑚2. 𝜏𝑎 = 𝑀𝑥
𝑊𝑥 = 980600
159400 = 6,2 N/𝑚𝑚2
DUT.LRCC
Sinh viên thực hiện: Bùi Anh Vũ Hướng dẫn: ThS. Nguyễn Thanh Việt 71
- Hệ số chất lượng bề mặt: β = 0,9
- Hệ số kích thước (theo bảng 7-4[9]): εδ = 0,7; ɛτ = 0,59.
- Hệ số tập trung ứng suất (theo bảng 7-8[9]): kδ = 1,63 và kτ = 1,5.
Xuất phát từ tuổi bền A = 15 năm với chế độ làm việc trung bình và số chu kỳ làm việc:
T = 24.365.A.kn.kng = 24.365.15.0,5.0,33 = 21680 h.
Số chu kỳ làm việc tổng cộng của ứng suất uốn:
Z0 = 60.T.nbx.(CD) = 60.21680.26,53.0,25 = 8,6.106 Tải trọng lên trục:
-Khi nâng vật Q = Q1
P = Pmax = 60306,5 N - Khi nâng vật Q2 = 0,5Q
P0, 5 = 36184 N; 𝑃0,5
𝑃 = 0,6 -Khi nâng vật Q3 = 0,3Q
P0, 3 = 28344 N ; 𝑃0,3
𝑃 = 0,47.
-Khi không nâng vật Q4 = 0
P0 = Pmin = 15000 N; 𝑃0
𝑃 = 0,25
Số chu kỳ làm việc tương ứng với tải trọng Q1; Q2; Q3; Q4 phân phối theo tỷ lệ 3:1:1:5 (với giả thiết cứ mỗi chuyến đi có tải thì một chuyến về không tải, hay ngược lại). Vậy:
Z1 = 3
10.𝑍0 = 3
10.8,6.106 = 2,6. 106. Z2 = Z3 = 𝑍0
10 = 8,6.10
6
10 = 0,86. 106. Z4 = 5
10.𝑍0 = 5
10.8,6.106 = 4,3. 106. Số chu kỳ làm việc tương đương của ứng suất uốn:
Ztđ = 2,6. 106.18 + 0,86. 106.0,68 + 0,86. 106.0,478 + 4,3. 106.0,258 = 2,6.106 Giới hạn mỏi tính toán theo uốn:
𝜎−1 = 250.√107
𝑍𝑡𝑑
8 = 250.√ 107
2,6.106
8 = 295,85 N/𝑚𝑚2
Số chu kỳ tính toán của ứng suất xoắn với số lần đóng mở trong một giờ Zm=120 (bảng 1-1)[10].
Zt = T.Zm = 21680.120 = 2,6. 106
DUT.LRCC
Sinh viên thực hiện: Bùi Anh Vũ Hướng dẫn: ThS. Nguyễn Thanh Việt 72
Giới hạn mỏi tính toán theo xoắn:
𝜏−1 = 155.√107
𝑍𝑡
8 = 155.√ 107
2,6.106
8 = 183,43 N/𝑚𝑚2. Hệ số an toàn theo uốn:
𝑛𝜎 = 𝑘𝜎𝜎−1
ɛ𝜎.𝛽.𝜎𝑎 = 295,851,63
0,7.0,9.72 = 1,59 Hệ số an toàn theo xoắn:
𝑛𝜏 = 𝑘𝜏𝜏−1
ɛ𝜏.𝛽.𝜏𝑎 = 183,431,5
0,59.0,9.6,2 = 10,47.
Hệ số an toàn chung:
n = 𝑛𝜎.𝑛𝜏
√𝑛𝜎2+𝑛𝜏2
= 1,59.10,47
√1,592+10,472 = 1,57 ≥ [n] = 1,5.
Hệ số an toàn cho phép bảng 1-8[10], [n] =1,5.
3.2.8 Ổ đỡ trục bánh xe:
Ở các trục bánh xe ta dùng ổ con lăn côn theo ГOCT 333-59 với góc nghiêng của ổ β ≈ 120. Tính toán chọn ổ cho bánh dẫn chịu tải lớn nhất (Bánh D, hình 44). Mỗi ổ có thể chịu tác dụng áp lực lớn nhất sau đây:
Hình 48: Các tải trọng tác dụng lên ổ - Tải trọng đứng (hướng kính) do trọng lượng xe lăn và vật nâng.
𝑅1 = 𝑃𝐷
2 = 47806,5
2 = 23903,3 N
- Tải trọng chiều trục khi xe lăn bị lệch, tải trọng này quy ước tính bằng 10% tải trọng bánh xe : At = 0,1.PD = 0,1.47806,5 = 4780,65 N
- Tải trọng chiều trục do lực hướng kính và góc ghiêng của β của ổ S ≈ 1,3.R1.tgβ = 1,3.23903,3.tg120 = 6605 N Lực S xuất hiện đều ở hai ổ đối nhau và triệt tiêu nhau
R1 S
β A
DUT.LRCC
Sinh viên thực hiện: Bùi Anh Vũ Hướng dẫn: ThS. Nguyễn Thanh Việt 73
Ngoài ra còn có tải trọng ngang (hướng kính) do lực di chuyền xe lăn, song tải trọng này rất nhỏ nên không tính đến.
- Tải trọng tĩnh lớn nhất trên ổ là:
Qtl = (R1.kv + mAt).kt.kn = (23903,3.1 + 1,5.4780,65).1,4.1 = 43504 N.
trong đó: kv - hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay, (bảng 8-5)[9].
kv = 1
m - hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm (bảng 8-2)[9]
m = 1,5
kn - hệ số nhiệt độ (bảng 8-4)[9]
kn = 1
kt - hệ số tải trọng động (bảng 8-3)[10]
kt = 1,4
- Ổ trục làm với tải trọng thay đổi tương ứng với các tải trọng tác dụng lên bánh xe trong từng thời gian làm việc của cơ cấu di chuyển, như đã phân tích như trên trục bánh xe.
- Với : Q1 = Q → Qtl = 43504 N.
Q2 = 0,5Q → Qt2 = 0,6.Qtl. Qφ = 0,3Q →Qt2 = 0,47.Qtl
Q4 = 0 →Qt4 = 0,25Qtl
Thời gian làm việc của tải trọng này như đã phân tích ở trên phân bố theo tỷ lệ 3 : 1 : 1 : 5, do vậy có thể tính được tải trọng tương ứng.
𝑄𝑡𝑑 = 3,33√𝛼1𝛽1𝑄𝑡13,33+ 𝛼2𝛽2𝑄𝑡23,33+ ⋯ + 𝛼𝑛𝛽𝑛𝑄𝑡𝑛3,33 = √𝛼1𝛽1+ 𝛼2𝛽2(𝑄𝑡2
𝑄𝑡1) + ⋯ + 𝛼𝑛𝛽𝑛(𝑄𝑡𝑛
𝑄𝑡1)3,33
3,33
= 43504. √0,3.1 + 0,1.1. 0,63,33 3,33+ 0,1.1. 0,473,33+ 0,5.1. 0,253,33 = 31221 N.
trong đó công thức:
h h1
1 =
- Tỷ lệ làm việc với tải trọng Qi so với tổng thời gian làm việc.
1 = 1 =1 nm
n - Tỷ số vòng quay tương ứng với Qti so với vòng quay của ổ làm việc Trong thời gian dài nhất: ở đây xem ni = nm = hằng số = 26,53 (vg/ph).
Thời gian phục vụ ổ lăn A = 5 năm tương ứng với tổng số giờ T = 14460 giờ, và thời gian làm việc thực tế của ổ h = 3615 giờ
Vậy hệ số khả năng cần thiết của ổ:
DUT.LRCC
Sinh viên thực hiện: Bùi Anh Vũ Hướng dẫn: ThS. Nguyễn Thanh Việt 74
C = 0,1.Qtd.(nh)0, 3 = 0,1. 31221.(26,53.3615)0, 3 = 97499.
Theo bảng 18P[9] kết hợp với đường kính lắp ổ lăn d = 80 ta chọn ổ lăn côn cỡ nhẹ ký hiệu 7216 có hệ số khả năng làm việc là C = 170000.
DUT.LRCC
Sinh viên thực hiện: Bùi Anh Vũ Hướng dẫn: ThS. Nguyễn Thanh Việt 75