TÍNH TOÁN CÔNG SUẤT TỐC ĐỘ TRỤC CÔNG TÁC
Thông số đầu vào
- Loại vật liệu vận chuyển: Tro xỉ
Tốc độ quay trên trục công tác
Ta có năng suất của vít tải tính theo công thức:
Trong đó: n(v/ph): Tốc độ quay trục vít
K: Hệ số phụ thuộc vào bước vít và trục vít, trong điều kiện vật liệu khó vận chuyển & mài mòn ta lấy K= 0,8
=1,8 - Khối lượng riêng vật liệu
=0,125- Hệ số điền đầy c=0,8 - Hệ số phụ thuộc vào góc nghiêng () của vít tải
Công suất của vít tải
Q (tấn/h): Năng suất vít tải.
=4: Hệ số cản chuyển động của vật liệu
PHẦN II: CHỌN ĐỘNG CƠ, PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
- Công suất trục vít tải, �� = 4,37835 ��
- Tốc độ quay trục vít, �lv = 157,4 vòng/phút
2 Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền
- Công suất trên trục động cơ [1]
Tra bảng: ta được hiệu suất: ; x = 0,95; br = 0,98; ol = 0,99 ; kn = 0,98 [1]
+ Công suất cần thiết trên trục động cơ [1].
+ Chọn TST sơ bộ gồm 2 phần: phần tỉ số truyền ngoài � x và tỉ số truyền trong hộp giảm tốc �h Tỉ số truyền được chọn sơ bộ tham khảo trang 54 [4]:
Tỉ số truyền sơ bộ theo công thức
+ Số vòng quay sơ bộ [1]. nsb = nlv usb = 157,4 9,04 = 1422,896 rpm
Từ công suất cần thiết và tốc độ đồng bộ đã xác định, chọn động cơ điện phù hợp
+ Chọn động cơ theo tài liệu tham khảo [3]
Tra bảng, chọn động cơ M2QA 132 S4A với
+ Sai lệch tỉ số tuyền sơ bộ
3 Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động
Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động
Thông số Động cơ Trục 1 Trục 2
Trục công tác (Trục làm việc) Công suất P, kW 4.945717 4.798332 4.655342 4.37835
PHẦN III: TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 1.Thông số đầu vào
+Công suất trên trục đĩa dẫn P = P2 = 4,655342 kW
+Tốc độ quay trên trục đĩa xích dẫn n1 = n2 = 356,2 (vg/ph)
- Xích con lăn có độ bền cao hơn xích ống
- Xích con lăn được chế tạo đơn giản hơn, giá thành rẻ hơn xích răng.
3.Chọn số răng của xích
-Số răng z1 của đĩa dẫn được chọn theo công thức:
-Số răng z2 của đĩa xích bị dẫn:
= > Chọn 57 răng Zmax = 120 ( Xích con lăn )
-Tỷ số truyền thực theo công thức: u Giá trị sai lệch tỉ số truyền là: 0,877%
Bước xích p được xác định về chỉ tiêu của độ bền mòn của bản lề và thể hiện bằng công thức:
+Pt, P, [P]: lần lượt là công suất tính toán, công suất cần truyền(công suất đĩa xích nhỏ), công suất cho phép
+ Kz =1 - Hệ số số răng;
+ Kn = 1,123 - Hệ số số vòng quay;
+ Kd = 1 - hệ số xét đến số dãy xích
K = K0.Ka.Kđc.Kbt.Kd.Kc = 1,625 [1]
-K0 = 1 : Đường nối tâm 2 tâm đĩa xích so với phương nằm ngang đến 60
-Kđc = 1,1 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích
-Kbt = 1 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn
-Kd = 1,25 : Hệ số tải trọng kể đến tính chất của tải trọng
-Kc = 1,25 : Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền
Ta có: Điều kiện chọn [P]: n01 = 400 v/ph và [P] 8,986844 kW
Tra bảng trên ta được [P] = 19,0 8,986844 với bước xích = 25,4 mm
Chiều rộng xích răng B = 22,61 mm. Đường kính chốt, dc = 7,95 mm
5.Tính đường kính vòng chia các đĩa xích
+Đường kính bánh dẫn: d1 = = = 202,659 mm
+Đường kính bánh bị dẫn: d2 = = = 461,082 mm
6.Khoảng cách trục và số mắc xích
Khoảng cách trục a thõa điều kiện: amin amax
Khi thiết kế ta sơ bộ chọn a = ( 30 50) [1]
Do hệ số u = 2,26 (nhỏ) nên ta chọn a = 35 = 35 25,4 = 889 mm
Từ khoảng cách trục a ta xác định được số mắc xích X:
Tính lại khoảng cách trục a theo số mắc xích chẵn xc: a= 0,25{xc-0,5(z2+z1)+} [1]
= 892,323 mm Để xích không chịu lực quá lớn, khoảng cách trục a cần giảm bớt một lượng:
+Kiểm nghiệm số lần va đập xích trong 1s
-Số lần va đập i của xích trong 1s:
+Xích con lăn có = 25,4 mm nên tra bảng 5.9[1] trang 85 ta được [i] = 30 i = 5,3 [i] = 30 (Thỏa) [1]
+Kiểm nghiệm xích về độ bền
Theo bảng 5.2 trang 78 ( xích 1 dãy)
Ta có: Để đảm bảo cho xích không bị phá hỏng do quá tải cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn: s [s] [1]
- Kd = 1,25 -Hệ số tải trọng động (vít tải 1,25; tải mở máy = 200% tải danh nghĩa)
- Fv =q.=2,6.= 36,934 N - Lực căng do lực ly tâm sinh ra
-Ft : Lực vòng tính theo công thức Ft = = = 1235,166 N
-F0: Lực căng do trọng lượng nhánh xích bi dẫn , lực căng ban đầu
+ Kf = 4: Hệ số phụ thuộc vào độ võng f của nhánh xích nghiêng một góc dưới 40 so với phương ngang
- Hệ số an toàn cho phép tính và tra bảng 5.10[1] s
+Xác định lực tác dụng lên trục
+Lực tác dụng lên trục:
+Kx = 1,15: Hệ só kể đến trọng lượng xích khi bộ truyền nghiêng góc 40
8.Bảng thông số kích thước bộ truyền, lực tác dụng lên trục
Thông số Ký hiệu Giá Trị Đơn vị
Công suất trên trục dẫn P2 4,655342 kW
Tốc độ quay trục dẫn 356,2 Vòng/phút
Loại xích … Xích con lăn
Số răng đĩa xích dẫn 25 Răng
Số răng đĩa xích bị dẫn 57 Răng Đường kính vòng chia đĩa xích dẫn 202,659 mm Đường kính vòng chia đĩa xích bị dẫn 461,082 mm
Lực tác dụng lên trục 1420,146 N
PHẦN IV: TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 1.Thông số đầu vào
+Công suất trên trục bánh răng dẫn: P = P 1 = 4.798332 Kw
+Tốc độ quay trên trục dẫn n 1 = n 1 = 1425 (vg/ph)
+Mô men xoắn trên trục bánh dẫn T=T12157 N.mm
+Thời gian làm việc 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca)
2.Chọn vật liệu làm bánh răng
Từ Bảng 6.1[1] ta chọn được vật liệu
Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền b(Mpa) Giới hạn chảy ch(Mpa) Độ cứng HB
BR dẫn Thép C45 tôi cải thiện 850 580 250
BR bị dẫn Thép C45 tôi cải thiện 750 450 235
3.Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2[1], tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 350
Chọn độ rắn bánh dẫn HB1 %0 độ rắn bánh bị dẫn HB2= 235
Hlim1 = 2HB1 +70 = 570 Mpa Hlim2 = 2HB2 +70 = 540 MPa
Flim1 = 1,8HB1 = 450 Mpa Flim2 = 1,8HB2 = 423 MPa
Tải trọng tĩnh, không đổi dùng cho cả 2 bánh răng:
NHE = NFE = 60c.n.t Thời gian sử dụng của bánh răng: t= 5.300.2.6 = 18000 (h)
NHE2 NHo2 do đó KHL2 =1 (1,5444 > 1,47.)
NHE1 NHo1 do đó KHL1 =1
❖ Như vậy theo 6.1a[1] sơ bộ ta xác định được :
❖ Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
Ta có NFE2 = NHE2 = 1,5444 ( tải trọng tĩnh ,không đổi)
Vì NFE2 NFO do đó KFL2 =1 KFL1 = 1
Bộ truyền quay 1 chiều nên KFC = 1
[F1] = Flim1.KFC.KFL1/SF = = 257,14 MPa
[F2] = Flim2.KFC.KFL2/SF = = 241,7 1MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải 6.13[1]:
[H]max = 2,8.ch2= 2,8 450 = 1260 MPa Ứng suất uốn cho phép khi quá tải 6.14[1]:
4.Xác định sơ bộ khoảng cách trục aw =Ka.(u+1) Trong đó:
Ka = 49,5 -Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng(răng thẳng)
T1 = 32157 N.mm -Mo men xoắn trên trục bánh dẫn
[H] = 518,18 MPa -Ứng suất tiếp cho phép u = 4 -Tỉ số truyền ba = 0,315 -Vị trí của bánh răng đối với các ổ lăn trong HGT ( đối xứng) bd = 0,53.ba.(u+1) = 0,53.0,315.(4+1 ) = 0,835
Tra bảng 6.7[1] = 1,03 aw =Ka.(u+1) = 49,5 (4+1) = 114,069 mm
5 Xác định thông số ăn khớp
Tra bảng 6.8[1] chọn modun pháp m =2
*Xác định số răng và góc nghiêng
Số răng bánh dẫn: z1 = = = 24 Chọn 24 răng (6.19[1])
Số răng bánh bị dẫn: z2 = u.z1 = 4 24 chọn 96 răng [1]
Số răng tổng zt = z1 + z2 $+ 96 = 120 răng
Tỉ số truyền thực tế: ut = z2/z1 ==4
Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền của hệ nhở hơn 4%
Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền hệ thống:
+Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc H
Bánh răng trụ răng thẳng cosb = 1 t = arctg(tg/cos = 20 tw = arccos(a.cost/aw) = arccos(115.cos/115) = 20 a= 0,5m(z1+z2)/cos = 0,5 2 (24+96)/1 = 120 mm aw = 120 mm (tính ở 4.4)
KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = 1 (bánh răng thẳng) Đường kính lăn bánh dẫn:dw1= 2.aw/(ut+1) = 2.120/(4+1) = 48 mm
Với v = 3,581 m/s, tra bảng 6.13[1] chọn cấp chính xác 8
KH = 1,03 ( đã tra, xem ở phần 4.3)
H = 0,006 (bảng 6.15[1]) go V (bảng 6.16[1]) bw = ba aw = 0,315.120 = 37,8 mm
Do đó KH = KH.KH.KHV = 1,03 1 1,151 = 1,185
Thay giá trị vừa tính được vào công thức 6.33[1] Ứng xuất tiếp xúc:
*Xác định ứng suất tiếp cho phép
Theo công thức 6.1[1] với v=3,581 m/s 5 m/s, Zv = 0,96,
Với cấp chính xác động học là 8 và cấp chính xác về mức độ tiếp xúc cũng là 8, cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,51,25 m Do đó, ZR = 0,95 với da 700 mm và KXh = 1, áp dụng theo công thức 6.1 và 6.1a.
Thõa mãn về độ bền tiếp xúc
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, việc kiểm nghiệm độ uốn là rất quan trọng Ứng suất uốn tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép nhằm duy trì hiệu suất và tuổi thọ của răng.
F2 = F1.YF2/YF1 [F2] (6.44[1]) Với bd = 0,795 (tính ở 4.3) tra bảng 6.7[1] ta được KF = 1,07
Bánh răng trụ răng thẳng KF =1
Theo công thức 6.47[1] vF = F.go.v = 0,016.56 3,581 ,722
Theo công thức 6.68[1] KFV = 1+vF.bw.dw1/(2.T1.KF.KF)
Theo công thức 6.67[1] KF = KF KF KFV =1,07 1 1,388 = 1,485
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y =1/= 1/1,713 = 0,585
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng = 1 (răng thẳng)
Tra bảng 6.9[1] với z1 = 24 và m = 2 ta được x1 = 0; x2 = 0 zv1 = z1 / = 24 zv2 = z2 /
Tra bảng 6.18[1] ta được YF1 = 4; YF2 = 3,6
YR = 1 – hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , thông thường
KxF=1 hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ uốn với da
Thay các giá trị vừa tính vào 6.43 và 6.44[1] ta được
F1 =2.T1.KF.Y.Y.YF1/(bw.dw1.m) == 61,586 MPa
[F1] = [F1].YR.YS.YxF = 257,14 1 1,03.1 = 264,85 MPa [F2] = [F2].YR.YS.YxF = 241,71 1 1,03 1 = 248,961 MPa
Thõa điều kiền độ bền uốn
+Kiểm nghiệm răng về quá tải
Hệ số quá tải Kqt = 1
Theo 6.48[1] H max = H = 518,18 MPa [H]max = 1260 MPa
Theo 6.49[1] F1 max = F1.Kqt = 61,586 [F1]max = 464 Mpa
Bảng 4.2: Thông số bộ truyền bánh răng trụ
Thông số Kí hiệu Giá trị Đơn vị
Khoảng cách trục aw 120 mm
Mô đun mn hoặc m 2 mm
Chiều rộng vành răng bw 37.8 mm
Số răng bánh nhỏ Z1 24 Răng
Số răng bánh lớn Z2 96 Răng Đường kính vòng chia bánh nhỏ d1 52 mm Đường kính vòng chia bánh lớn d2 196 mm ứng suất tiếp xúc trên mặt răng σH 440,31 MPa
Bảng 4.3: Kết quả tính toán bộ truyền bánh răng trụ
Thông số Kí hiệu Giá trị Đơn vị
Công suất trục bánh răng dẫn P1 4,798332 kW
Tốc độ quay của trục dẫn n1 1425 Vòng/phút
Mô men xoắn trên trục dẫn T1 32157 Nmm
Thời gian làm việc Lh 18000 Giờ
Khoảng cách trục aw 120 mm
Mô đun pháp/ mô đun mn hoặc m 2 mm
Chiều rộng vành răng b 37,8 mm
Góc nghiêng (BTRT không có) β 0 Độ
Góc ăn khớp αtw 20 Độ
Số răng bánh nhỏ Z1 24 Răng
Bánh răng lớn Z2 có 96 răng với đường kính vòng lăn bánh nhỏ là 48 mm và bánh lớn là 192 mm Đường kính vòng đỉnh của bánh nhỏ là 52 mm và bánh lớn là 196 mm, trong khi đường kính vòng đáy nhỏ là 43 mm và lớn là 187 mm Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đạt 440,31 Mpa.
PHẦN V: CHỌN KHỚP NỐI 1.Chọn nối trục
Khớp nối đàn hồi mang lại nhiều lợi ích, bao gồm khả năng giảm va đập và chấn động, ngăn ngừa cộng hưởng do dao động xoắn, và bù lại độ lệch trục Với thiết kế đơn giản và chi phí thấp, khớp nối này sử dụng vật liệu phi kim để truyền momen xoắn nhỏ và trung bình, tối đa lên đến 10.000 N.mm.
+ Momen xoắn tính toán Tt
Momen danh nghĩa truyền qua nối trục:
K: Hệ số làm việc; Tra bảng 9.1[2] với vit tải k = 1,52 chọn k = 2
Chọn kích thước khớp nối trong bảng, tra bảng 9.10a[2]
Các kích thước cơ bản của vòng đàn hồi, tra bảng 9.10b[2]
Kiểm nghiệm điều kiện bền dập của vòng đàn hồi theo công thức 9.1[2] d = [d]
Với [d]: là ứng suất dập cho phép của vòng cao su ([d]=2-4 Mpa)
d = = 2,012972 d = 2,012972 [d] => thõa mãn điều kiện bền dập của vòng đàn hồi.
Kiểm nghiệm điều kiện bền của chốt: u = [u]
Với : [u] là ứng suất cho phép của chốt ([u]`-80 Mpa)
u = = 46.801621 MPa u= 46.801621 Mpa [u] => thõa mãn điều kiền bền của chốt.
Kết luận : Các thông số của khớp nối như trên được chấp nhận.
2.Phân tích lực trên khớp nối
Lực trên khớp nối: Có 2 thành phần lực
+ Fr=0,25.Ft = 0,25 2041,714286 = 510,428572 N:Lực do nối trục tồn tại độ không đồng tâm
+ Lực vòng của khớp nối: Ft = 2Tt/Dt = 2 = 2041,714286 N
PHẦN 6: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 1.Chọn vật liệu Đối với trục ở máy móc quan trọng như hộp giảm tốc, chịu tải trọng trung bình ta dùng thép C45 tôi cải thiện, u0 Mpa
2.Tính toán thiết kế trục
+Tải trọng tác dụng lên trục. a) Lực tác dụng từ bộ truyền bánh trụ
Các lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền được chia làm 2 loại như sau:
Trị số của các lực được xác định theo công thức sau :
+Fr1 = Fr2 = Ft1.tagtw /cos= 1339,875.tag(20)/cos(0)= 487,674618 N
- Lực do khớp nối: Fkn = = = 1811,661972 (N)
- Lực do xích tác dụng: Frx= 1420,146 (N)
+Tính sơ bộ trục. Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức: d (mm) (10.9[1])
- Ứng suất xoắn cho phép, Mpa
Với vật liệu trục là thép 45X thì = (15 30) MPa
= 20 Mpa : Ứng suất xoắn cho phép của vật liệu thép C45
= 20 Mpa : Ứng suất xoắn cho phép của vật liệu thép C45
+Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Với d1 = 20 mm, tra bảng 10.2[1] ta xác định được chiều rộng ổ lăn bo1 = 15 mm, d2= 35 mm chiều rộng ổ lăn bo2 = 21 mm
Tra bảng 10.3[1] ta được các kích thước liên quan đến chiều dài trục chọn
Tên gọi Kí hiệu và giá trị
Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp k1 = 10
Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp k2 = 10
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn = 17
Trục I lm12 = (1,4 2,5)d1 = 2.d1 = 40 mm, Chiều dài mayơ của nửa khớp nối ( nối trục vòng đàn hồi) (10.10[1]) lm13 = (1,2 1,5)d1= 1,5.d1 = 30 mm , Chiều dài mayơ bánh răng trụ (10.10[1]) lc12 = 0,5(lm12 + b01) +k3 + hn = 59,5 mm, khoảng công-xôn trên trục 1 tính từ khớp nối ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ l12 =-lc12= -59,5 mm, Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện khớp nối trên trục 1 l13 = 0,5.(lm13 +b01 ) + k1 + k2 = 42,5 mm, Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện bánh răng trên trục 1 l11 = 2.l13 = 85 mm, Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến gối đỡ 1 trên trục1
Trục 2 lm22 = (1,2 1,5)d2 = 1,4.d2 = 49 mm, Chiều dài mayơ đĩa xích (10.10[1]) lc22 = 0,5(lm22 + b02) +k3 + hn = 67 mm, khoảng công-xôn trên trục 1 tính từ khớp nối ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ l22 =-lc22=-67 mm, Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện đĩa xích trên trục 2
Momen xoắn từ trục II truyền cho trục I TI= 32157 N.mm Lực vòng: Ft1 = 1339,875 N
Lực sinh ra tại khớp nối Fkn= 510,428572 N
Phản lực tại các gối đỡ:
Xét Oyz: ΣMB=0 => Fr1.l13= FDy .l11
=> FDy = 243,837309 N ΣFy =0 =>FBy+FDy =Fr1
Xét Oxz: ΣMB=0 Ft1.l13 +Fnt.l12 = FDx l11
=> FDx= 1027,2375 N ΣX =0 -FBx+FDx= Ft1-Fnt
Hình 6.2: Biểu đồ lực và momen
Đường kính các đoạn trục: :([]c MPa)
Chọn đường kính theo tiêu chuẩn:dA= 17; dB=dD= 20 mm ; dC = 22 mm.
Các thông số chiều dài các đoạn trục khác có thể xác định dễ dàng thông qua vị trí tương quan của cặp bánh răng trên bộ truyền
Momen xoắn từ trục I truyền cho trục II TII= 124796 N.mm
Lực sinh ra tại khớp nối Fkn= 510,428572 N
Phản lực tại các gối đỡ:
Xét Oyz: ΣMA=0 Fr2.( l21- l23)+ FCy l21 = Fxy.( l21+ l22)
=> FCy= 1955,482008 N ΣY=0 FAy - FCy - Fr2 + Fxy = 0
Xét Oxz: ΣMA=0 Ft2.(l21-l23)+ FCx l21= Fxx.( l21+ l22)
=> FCx= 599.8401 N ΣX= 0 => -FAx + FCx + Ft2 - Fxx = 0
Hình 6.3: Biểu đồ lực và momen
Đường kính các đoạn trục: :([]V,5 MPa)
Chọn đường kính theo tiêu chuẩn: dA= dC= 30 mm, dD = 26 mm, dB = 32 mm
Các thông số chiều dài các đoạn trục khác có thể xác định dễ dàng thông qua vị trí tương quan của cặp bánh răng trên bộ truyền.
Bảng 6.1 : Thông số các trục (mm):
4.3 Chọn ổ, then và kiểm nghiệm độ bền.
1 Chọn và kiểm nghiệm then cho trục 1:
Vì khoảng cách từ chân răng tới đỉnh thăng thỏa mãn điều kiện X ≤ 2,d5m nên ta chọn bánh răng liền trục tại khoảng đường kính trục dC = 30 mm
Theo bảng 9.1a [1, trang 173] ta sử dùng then bằng:
Then cho khớp nối có dA = 17 (mm) có thông số: b = 5 (mm); h = 5 (mm); t1 = 3 (mm); t2 = 2,3 (mm)
Kiểm nghiệm độ bền dập theo công thức (9.1) [1, trang 173] d=[d]
[ d ]0 MPa , tra bảng 9.5 [1, trang 178] lt = (0,80,9).lm12 = (0,80,9).40 236 =>Chọn lt = 35 (mm) (theo chuẩn)
T = 32157 N.mm dA = 17 (mm), d== 54,045 (MPa) Chọn lt = 40 (mm) (theo chuẩn) dA = 30 (mm)=>d= = 69,333 (MPa)d= = 64,997 (MPa)d= = 69,333 (MPa)d= = 79,997 (MPa) Chọn lt = 40 (mm) (theo chuẩn) dA = 30 (mm)=>d= = 69,331 (MPa) < [d] dB = 32 (mm)=>d= = 64,997 (MPa) < [d] dC = 30 (mm)=>d= = 69,331 (MPa) < [d] dD = 26 (mm)=>d= = 79,997 (MPa) < [d]
Do đó thỏa mãn điều kiện bền dập.
Kiểm nghiệm độ bền cắt theo công thức (9.2) [1, trang 173]:
C=[C]0 (MPa) dA = 30 (mm) : C = = 20,7993 (MPa) < [C] dB = 32 (mm) : C = = 19,4993 (MPa) < [C] dC = 30 (mm) : C = = 20,7993 (MPa) < [C] dD = 26 (mm) : C = = 23,9992 (MPa) < [C]
Vậy thỏa mãn điều kiện bền cắt.
Kiểm trục theo độ bền mỏi :
Theo công thức 10.20 và 10.21 [1, trang 195]:
9,66 MPa Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ, do đó =0
Theo công thức (10.22) [1, trang 196]: =MC/WC , MC= 95149,78199 N.mm
*Do moment xoắn xuất phát từ B đi qua C, MA=0, MD=0 => Tiết diện có mặt cắt nguy hiểm tại C, dC = 30 (mm)
Theo bảng 10.6 [1, trang 196] với trục có 1 then:
Khi trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động
Tra bảng 10.6 [1, trang 196] với trục có 1 rãnh then:
Theo công thức 10.25 và 10.26 [1, trang 197]
Hệ số tập trung ứng suất kx được xác định theo bảng 10.8 với giá trị kx = 1,1 Hệ số tăng bền bề mặt trục ky, theo bảng 10.9, có giá trị ky = 1,6 Ngoài ra, cần xem xét hệ số kích thước để đánh giá ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, cũng như hệ số tập trung ứng suất thực tế trong các trường hợp uốn và xoắn.
=>Thỏa điều kiện bền mỏi.
2 Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn cho trục 2:
Vì tải trọng nhỏ và chỉ có lực hướng tâm nên chọn ổ bi đỡ một dãy cho các gối trục A và C.
Với d = 30 mm, tra bảng phụ lục P2.7 [1, trang 255], chọn ổ bi cỡ trung 306 có:
- Khả năng tải động: C = 22 kN
- Khả năng tải tỉnh: Co = 15,1 kN
Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:
Chọn kiểm nghiệm với ổ chịu tải lớn hơn: Fr = FC = 2045,413902 (N)
Theo công thức 11.3 [1, trang 214] với Fa = 0 tải trọng quy ước:
Q=(X.V.Fr+Y.Fa).kt.kđ=(1.1 2045,413902).1.1,1= 2249,9553 (N) 2.2 (kN)
Trong đó: X = 1 (ổ bi chỉ chịu lực hướng tâm,ổ 1 dãy)
V = 1 (vòng trong quay) kt = 1 (t o 100 o ); kđ = 1,1 (tải va đập nhẹ)
Theo công thức 11.1 [1, trang 213] thì khả năng tải động Cd:
Trong đó với ổ bi đở một dãy m = 3
Theo công thức 11.19 [1, trang 221] thì khả năng tải tĩnh Qt
Với Xo = 0,6 tra bảng 11.6 [1, trang 221]
Vậy chọn Qo = Fr 2.2 (kN)< Co = 15,1 (kN)
=>Khả năng tải động và tải tĩnh của ổ được đảm bảo.
Bảng 6.2 Thông số các ổ trục:
Thông số d(mm) D(mm) C(kN) C0(kN) B(mm) Kí hiệu
CHỌN ĐỘNG CƠ, PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động
Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động
Thông số Động cơ Trục 1 Trục 2
Trục công tác (Trục làm việc) Công suất P, kW 4.945717 4.798332 4.655342 4.37835
TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
Chọn loại xích
- Xích con lăn có độ bền cao hơn xích ống
- Xích con lăn được chế tạo đơn giản hơn, giá thành rẻ hơn xích răng.
Chọn số răng của xích
-Số răng z1 của đĩa dẫn được chọn theo công thức:
-Số răng z2 của đĩa xích bị dẫn:
= > Chọn 57 răng Zmax = 120 ( Xích con lăn )
-Tỷ số truyền thực theo công thức: u Giá trị sai lệch tỉ số truyền là: 0,877%
Xác định bước xích
Bước xích p được xác định về chỉ tiêu của độ bền mòn của bản lề và thể hiện bằng công thức:
+Pt, P, [P]: lần lượt là công suất tính toán, công suất cần truyền(công suất đĩa xích nhỏ), công suất cho phép
+ Kz =1 - Hệ số số răng;
+ Kn = 1,123 - Hệ số số vòng quay;
+ Kd = 1 - hệ số xét đến số dãy xích
K = K0.Ka.Kđc.Kbt.Kd.Kc = 1,625 [1]
-K0 = 1 : Đường nối tâm 2 tâm đĩa xích so với phương nằm ngang đến 60
-Kđc = 1,1 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích
-Kbt = 1 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn
-Kd = 1,25 : Hệ số tải trọng kể đến tính chất của tải trọng
-Kc = 1,25 : Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền
Ta có: Điều kiện chọn [P]: n01 = 400 v/ph và [P] 8,986844 kW
Tra bảng trên ta được [P] = 19,0 8,986844 với bước xích = 25,4 mm
Chiều rộng xích răng B = 22,61 mm. Đường kính chốt, dc = 7,95 mm
Tính đường kính vòng chia các đĩa xích
+Đường kính bánh dẫn: d1 = = = 202,659 mm
+Đường kính bánh bị dẫn: d2 = = = 461,082 mm
Khoảng cách trục và số mắc xích
Khoảng cách trục a thõa điều kiện: amin amax
Khi thiết kế ta sơ bộ chọn a = ( 30 50) [1]
Do hệ số u = 2,26 (nhỏ) nên ta chọn a = 35 = 35 25,4 = 889 mm
Từ khoảng cách trục a ta xác định được số mắc xích X:
Tính lại khoảng cách trục a theo số mắc xích chẵn xc: a= 0,25{xc-0,5(z2+z1)+} [1]
= 892,323 mm Để xích không chịu lực quá lớn, khoảng cách trục a cần giảm bớt một lượng:
Kiểm nghiệm
+Kiểm nghiệm số lần va đập xích trong 1s
-Số lần va đập i của xích trong 1s:
+Xích con lăn có = 25,4 mm nên tra bảng 5.9[1] trang 85 ta được [i] = 30 i = 5,3 [i] = 30 (Thỏa) [1]
+Kiểm nghiệm xích về độ bền
Theo bảng 5.2 trang 78 ( xích 1 dãy)
Ta có: Để đảm bảo cho xích không bị phá hỏng do quá tải cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn: s [s] [1]
- Kd = 1,25 -Hệ số tải trọng động (vít tải 1,25; tải mở máy = 200% tải danh nghĩa)
- Fv =q.=2,6.= 36,934 N - Lực căng do lực ly tâm sinh ra
-Ft : Lực vòng tính theo công thức Ft = = = 1235,166 N
-F0: Lực căng do trọng lượng nhánh xích bi dẫn , lực căng ban đầu
+ Kf = 4: Hệ số phụ thuộc vào độ võng f của nhánh xích nghiêng một góc dưới 40 so với phương ngang
- Hệ số an toàn cho phép tính và tra bảng 5.10[1] s
+Xác định lực tác dụng lên trục
+Lực tác dụng lên trục:
+Kx = 1,15: Hệ só kể đến trọng lượng xích khi bộ truyền nghiêng góc 40
Bảng thông số kích thước bộ truyền, lực tác dụng lên trục
Thông số Ký hiệu Giá Trị Đơn vị
Công suất trên trục dẫn P2 4,655342 kW
Tốc độ quay trục dẫn 356,2 Vòng/phút
Loại xích … Xích con lăn
Số răng đĩa xích dẫn 25 Răng
Số răng đĩa xích bị dẫn 57 Răng Đường kính vòng chia đĩa xích dẫn 202,659 mm Đường kính vòng chia đĩa xích bị dẫn 461,082 mm
Lực tác dụng lên trục 1420,146 N
TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Chọn vật liệu làm bánh răng
Từ Bảng 6.1[1] ta chọn được vật liệu
Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền b(Mpa) Giới hạn chảy ch(Mpa) Độ cứng HB
BR dẫn Thép C45 tôi cải thiện 850 580 250
BR bị dẫn Thép C45 tôi cải thiện 750 450 235
Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2[1], tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 350
Chọn độ rắn bánh dẫn HB1 %0 độ rắn bánh bị dẫn HB2= 235
Hlim1 = 2HB1 +70 = 570 Mpa Hlim2 = 2HB2 +70 = 540 MPa
Flim1 = 1,8HB1 = 450 Mpa Flim2 = 1,8HB2 = 423 MPa
Tải trọng tĩnh, không đổi dùng cho cả 2 bánh răng:
NHE = NFE = 60c.n.t Thời gian sử dụng của bánh răng: t= 5.300.2.6 = 18000 (h)
NHE2 NHo2 do đó KHL2 =1 (1,5444 > 1,47.)
NHE1 NHo1 do đó KHL1 =1
❖ Như vậy theo 6.1a[1] sơ bộ ta xác định được :
❖ Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
Ta có NFE2 = NHE2 = 1,5444 ( tải trọng tĩnh ,không đổi)
Vì NFE2 NFO do đó KFL2 =1 KFL1 = 1
Bộ truyền quay 1 chiều nên KFC = 1
[F1] = Flim1.KFC.KFL1/SF = = 257,14 MPa
[F2] = Flim2.KFC.KFL2/SF = = 241,7 1MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải 6.13[1]:
[H]max = 2,8.ch2= 2,8 450 = 1260 MPa Ứng suất uốn cho phép khi quá tải 6.14[1]:
Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Ka = 49,5 -Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng(răng thẳng)
T1 = 32157 N.mm -Mo men xoắn trên trục bánh dẫn
[H] = 518,18 MPa -Ứng suất tiếp cho phép u = 4 -Tỉ số truyền ba = 0,315 -Vị trí của bánh răng đối với các ổ lăn trong HGT ( đối xứng) bd = 0,53.ba.(u+1) = 0,53.0,315.(4+1 ) = 0,835
Tra bảng 6.7[1] = 1,03 aw =Ka.(u+1) = 49,5 (4+1) = 114,069 mm
Xác định thông số ăn khớp
Tra bảng 6.8[1] chọn modun pháp m =2
*Xác định số răng và góc nghiêng
Số răng bánh dẫn: z1 = = = 24 Chọn 24 răng (6.19[1])
Số răng bánh bị dẫn: z2 = u.z1 = 4 24 chọn 96 răng [1]
Số răng tổng zt = z1 + z2 $+ 96 = 120 răng
Tỉ số truyền thực tế: ut = z2/z1 ==4
Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền của hệ nhở hơn 4%
Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền hệ thống:
Kiểm nghiệm
+Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc H
Bánh răng trụ răng thẳng cosb = 1 t = arctg(tg/cos = 20 tw = arccos(a.cost/aw) = arccos(115.cos/115) = 20 a= 0,5m(z1+z2)/cos = 0,5 2 (24+96)/1 = 120 mm aw = 120 mm (tính ở 4.4)
KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = 1 (bánh răng thẳng) Đường kính lăn bánh dẫn:dw1= 2.aw/(ut+1) = 2.120/(4+1) = 48 mm
Với v = 3,581 m/s, tra bảng 6.13[1] chọn cấp chính xác 8
KH = 1,03 ( đã tra, xem ở phần 4.3)
H = 0,006 (bảng 6.15[1]) go V (bảng 6.16[1]) bw = ba aw = 0,315.120 = 37,8 mm
Do đó KH = KH.KH.KHV = 1,03 1 1,151 = 1,185
Thay giá trị vừa tính được vào công thức 6.33[1] Ứng xuất tiếp xúc:
*Xác định ứng suất tiếp cho phép
Theo công thức 6.1[1] với v=3,581 m/s 5 m/s, Zv = 0,96,
Với cấp chính xác động học và mức độ tiếp xúc đều đạt 8, yêu cầu gia công độ nhám Ra = 2,51,25 m Do đó, giá trị ZR được xác định là 0,95 với đường kính da 700 mm, và KXh = 1, theo công thức 6.1 và 6.1a.
Thõa mãn về độ bền tiếp xúc
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, việc kiểm nghiệm độ uốn là rất quan trọng, nhằm đảm bảo rằng ứng suất uốn tại chân răng không vượt quá giá trị cho phép.
F2 = F1.YF2/YF1 [F2] (6.44[1]) Với bd = 0,795 (tính ở 4.3) tra bảng 6.7[1] ta được KF = 1,07
Bánh răng trụ răng thẳng KF =1
Theo công thức 6.47[1] vF = F.go.v = 0,016.56 3,581 ,722
Theo công thức 6.68[1] KFV = 1+vF.bw.dw1/(2.T1.KF.KF)
Theo công thức 6.67[1] KF = KF KF KFV =1,07 1 1,388 = 1,485
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y =1/= 1/1,713 = 0,585
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng = 1 (răng thẳng)
Tra bảng 6.9[1] với z1 = 24 và m = 2 ta được x1 = 0; x2 = 0 zv1 = z1 / = 24 zv2 = z2 /
Tra bảng 6.18[1] ta được YF1 = 4; YF2 = 3,6
YR = 1 – hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , thông thường
KxF=1 hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ uốn với da
Thay các giá trị vừa tính vào 6.43 và 6.44[1] ta được
F1 =2.T1.KF.Y.Y.YF1/(bw.dw1.m) == 61,586 MPa
[F1] = [F1].YR.YS.YxF = 257,14 1 1,03.1 = 264,85 MPa [F2] = [F2].YR.YS.YxF = 241,71 1 1,03 1 = 248,961 MPa
Thõa điều kiền độ bền uốn
+Kiểm nghiệm răng về quá tải
Hệ số quá tải Kqt = 1
Theo 6.48[1] H max = H = 518,18 MPa [H]max = 1260 MPa
Theo 6.49[1] F1 max = F1.Kqt = 61,586 [F1]max = 464 Mpa
Bảng thông số
Bảng 4.2: Thông số bộ truyền bánh răng trụ
Thông số Kí hiệu Giá trị Đơn vị
Khoảng cách trục aw 120 mm
Mô đun mn hoặc m 2 mm
Chiều rộng vành răng bw 37.8 mm
Số răng bánh nhỏ Z1 24 Răng
Số răng bánh lớn Z2 96 Răng Đường kính vòng chia bánh nhỏ d1 52 mm Đường kính vòng chia bánh lớn d2 196 mm ứng suất tiếp xúc trên mặt răng σH 440,31 MPa
Bảng 4.3: Kết quả tính toán bộ truyền bánh răng trụ
Thông số Kí hiệu Giá trị Đơn vị
Công suất trục bánh răng dẫn P1 4,798332 kW
Tốc độ quay của trục dẫn n1 1425 Vòng/phút
Mô men xoắn trên trục dẫn T1 32157 Nmm
Thời gian làm việc Lh 18000 Giờ
Khoảng cách trục aw 120 mm
Mô đun pháp/ mô đun mn hoặc m 2 mm
Chiều rộng vành răng b 37,8 mm
Góc nghiêng (BTRT không có) β 0 Độ
Góc ăn khớp αtw 20 Độ
Số răng bánh nhỏ Z1 24 Răng
Bánh răng lớn Z2 có 96 răng, với đường kính vòng lăn bánh nhỏ là 48 mm và bánh lớn là 192 mm Đường kính vòng đỉnh bánh nhỏ là 52 mm, trong khi bánh lớn có đường kính vòng đỉnh là 196 mm Đường kính vòng đáy nhỏ là 43 mm, còn bánh lớn có đường kính vòng đáy là 187 mm Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đạt 440,31 Mpa.
CHỌN KHỚP NỐI
Phân tích lực trên khớp nối
Lực trên khớp nối: Có 2 thành phần lực
+ Fr=0,25.Ft = 0,25 2041,714286 = 510,428572 N:Lực do nối trục tồn tại độ không đồng tâm
+ Lực vòng của khớp nối: Ft = 2Tt/Dt = 2 = 2041,714286 N
PHẦN 6: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 1.Chọn vật liệu Đối với trục ở máy móc quan trọng như hộp giảm tốc, chịu tải trọng trung bình ta dùng thép C45 tôi cải thiện, u0 Mpa
2.Tính toán thiết kế trục
+Tải trọng tác dụng lên trục. a) Lực tác dụng từ bộ truyền bánh trụ
Các lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền được chia làm 2 loại như sau:
Trị số của các lực được xác định theo công thức sau :
+Fr1 = Fr2 = Ft1.tagtw /cos= 1339,875.tag(20)/cos(0)= 487,674618 N
- Lực do khớp nối: Fkn = = = 1811,661972 (N)
- Lực do xích tác dụng: Frx= 1420,146 (N)
+Tính sơ bộ trục. Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức: d (mm) (10.9[1])
- Ứng suất xoắn cho phép, Mpa
Với vật liệu trục là thép 45X thì = (15 30) MPa
= 20 Mpa : Ứng suất xoắn cho phép của vật liệu thép C45
= 20 Mpa : Ứng suất xoắn cho phép của vật liệu thép C45
+Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Với d1 = 20 mm, tra bảng 10.2[1] ta xác định được chiều rộng ổ lăn bo1 = 15 mm, d2= 35 mm chiều rộng ổ lăn bo2 = 21 mm
Tra bảng 10.3[1] ta được các kích thước liên quan đến chiều dài trục chọn
Tên gọi Kí hiệu và giá trị
Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp k1 = 10
Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp k2 = 10
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn = 17
Trục I lm12 = (1,4 2,5)d1 = 2.d1 = 40 mm, Chiều dài mayơ của nửa khớp nối ( nối trục vòng đàn hồi) (10.10[1]) lm13 = (1,2 1,5)d1= 1,5.d1 = 30 mm , Chiều dài mayơ bánh răng trụ (10.10[1]) lc12 = 0,5(lm12 + b01) +k3 + hn = 59,5 mm, khoảng công-xôn trên trục 1 tính từ khớp nối ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ l12 =-lc12= -59,5 mm, Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện khớp nối trên trục 1 l13 = 0,5.(lm13 +b01 ) + k1 + k2 = 42,5 mm, Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện bánh răng trên trục 1 l11 = 2.l13 = 85 mm, Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến gối đỡ 1 trên trục1
Trục 2 lm22 = (1,2 1,5)d2 = 1,4.d2 = 49 mm, Chiều dài mayơ đĩa xích (10.10[1]) lc22 = 0,5(lm22 + b02) +k3 + hn = 67 mm, khoảng công-xôn trên trục 1 tính từ khớp nối ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ l22 =-lc22=-67 mm, Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện đĩa xích trên trục 2
Momen xoắn từ trục II truyền cho trục I TI= 32157 N.mm Lực vòng: Ft1 = 1339,875 N
Lực sinh ra tại khớp nối Fkn= 510,428572 N
Phản lực tại các gối đỡ:
Xét Oyz: ΣMB=0 => Fr1.l13= FDy .l11
=> FDy = 243,837309 N ΣFy =0 =>FBy+FDy =Fr1
Xét Oxz: ΣMB=0 Ft1.l13 +Fnt.l12 = FDx l11
=> FDx= 1027,2375 N ΣX =0 -FBx+FDx= Ft1-Fnt
Hình 6.2: Biểu đồ lực và momen
Đường kính các đoạn trục: :([]c MPa)
Chọn đường kính theo tiêu chuẩn:dA= 17; dB=dD= 20 mm ; dC = 22 mm.
Các thông số chiều dài các đoạn trục khác có thể xác định dễ dàng thông qua vị trí tương quan của cặp bánh răng trên bộ truyền
Momen xoắn từ trục I truyền cho trục II TII= 124796 N.mm
Lực sinh ra tại khớp nối Fkn= 510,428572 N
Phản lực tại các gối đỡ:
Xét Oyz: ΣMA=0 Fr2.( l21- l23)+ FCy l21 = Fxy.( l21+ l22)
=> FCy= 1955,482008 N ΣY=0 FAy - FCy - Fr2 + Fxy = 0
Xét Oxz: ΣMA=0 Ft2.(l21-l23)+ FCx l21= Fxx.( l21+ l22)
=> FCx= 599.8401 N ΣX= 0 => -FAx + FCx + Ft2 - Fxx = 0
Hình 6.3: Biểu đồ lực và momen
Đường kính các đoạn trục: :([]V,5 MPa)
Chọn đường kính theo tiêu chuẩn: dA= dC= 30 mm, dD = 26 mm, dB = 32 mm
Các thông số chiều dài các đoạn trục khác có thể xác định dễ dàng thông qua vị trí tương quan của cặp bánh răng trên bộ truyền.
Bảng 6.1 : Thông số các trục (mm):
4.3 Chọn ổ, then và kiểm nghiệm độ bền.
1 Chọn và kiểm nghiệm then cho trục 1:
Vì khoảng cách từ chân răng tới đỉnh thăng thỏa mãn điều kiện X ≤ 2,d5m nên ta chọn bánh răng liền trục tại khoảng đường kính trục dC = 30 mm
Theo bảng 9.1a [1, trang 173] ta sử dùng then bằng:
Then cho khớp nối có dA = 17 (mm) có thông số: b = 5 (mm); h = 5 (mm); t1 = 3 (mm); t2 = 2,3 (mm)
Kiểm nghiệm độ bền dập theo công thức (9.1) [1, trang 173] d=[d]
[ d ]0 MPa , tra bảng 9.5 [1, trang 178] lt = (0,80,9).lm12 = (0,80,9).40 236 =>Chọn lt = 35 (mm) (theo chuẩn)
T = 32157 N.mm dA = 17 (mm), d== 54,045 (MPa) Chọn lt = 40 (mm) (theo chuẩn) dA = 30 (mm)=>d= = 69,333 (MPa)d= = 64,997 (MPa)d= = 69,333 (MPa)d= = 79,997 (MPa) Chọn lt = 40 (mm) (theo chuẩn) dA = 30 (mm)=>d= = 69,331 (MPa) < [d] dB = 32 (mm)=>d= = 64,997 (MPa) < [d] dC = 30 (mm)=>d= = 69,331 (MPa) < [d] dD = 26 (mm)=>d= = 79,997 (MPa) < [d]
Do đó thỏa mãn điều kiện bền dập.
Kiểm nghiệm độ bền cắt theo công thức (9.2) [1, trang 173]:
C=[C]0 (MPa) dA = 30 (mm) : C = = 20,7993 (MPa) < [C] dB = 32 (mm) : C = = 19,4993 (MPa) < [C] dC = 30 (mm) : C = = 20,7993 (MPa) < [C] dD = 26 (mm) : C = = 23,9992 (MPa) < [C]
Vậy thỏa mãn điều kiện bền cắt.
Kiểm trục theo độ bền mỏi :
Theo công thức 10.20 và 10.21 [1, trang 195]:
9,66 MPa Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ, do đó =0
Theo công thức (10.22) [1, trang 196]: =MC/WC , MC= 95149,78199 N.mm
*Do moment xoắn xuất phát từ B đi qua C, MA=0, MD=0 => Tiết diện có mặt cắt nguy hiểm tại C, dC = 30 (mm)
Theo bảng 10.6 [1, trang 196] với trục có 1 then:
Khi trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động
Tra bảng 10.6 [1, trang 196] với trục có 1 rãnh then:
Theo công thức 10.25 và 10.26 [1, trang 197]
Hệ số tập trung ứng suất kx được xác định là 1,1 theo bảng 10.8, trong khi hệ số tăng bền bề mặt trục ky là 1,6 theo bảng 10.9 Ngoài ra, cần xem xét hệ số kích thước để đánh giá ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, cũng như hệ số tập trung ứng suất thực tế trong các trường hợp uốn và xoắn.
=>Thỏa điều kiện bền mỏi.
2 Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn cho trục 2:
Vì tải trọng nhỏ và chỉ có lực hướng tâm nên chọn ổ bi đỡ một dãy cho các gối trục A và C.
Với d = 30 mm, tra bảng phụ lục P2.7 [1, trang 255], chọn ổ bi cỡ trung 306 có:
- Khả năng tải động: C = 22 kN
- Khả năng tải tỉnh: Co = 15,1 kN
Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:
Chọn kiểm nghiệm với ổ chịu tải lớn hơn: Fr = FC = 2045,413902 (N)
Theo công thức 11.3 [1, trang 214] với Fa = 0 tải trọng quy ước:
Q=(X.V.Fr+Y.Fa).kt.kđ=(1.1 2045,413902).1.1,1= 2249,9553 (N) 2.2 (kN)
Trong đó: X = 1 (ổ bi chỉ chịu lực hướng tâm,ổ 1 dãy)
V = 1 (vòng trong quay) kt = 1 (t o 100 o ); kđ = 1,1 (tải va đập nhẹ)
Theo công thức 11.1 [1, trang 213] thì khả năng tải động Cd:
Trong đó với ổ bi đở một dãy m = 3
Theo công thức 11.19 [1, trang 221] thì khả năng tải tĩnh Qt
Với Xo = 0,6 tra bảng 11.6 [1, trang 221]
Vậy chọn Qo = Fr 2.2 (kN)< Co = 15,1 (kN)
=>Khả năng tải động và tải tĩnh của ổ được đảm bảo.
Bảng 6.2 Thông số các ổ trục:
Thông số d(mm) D(mm) C(kN) C0(kN) B(mm) Kí hiệu
TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ TRỤC
Tính toán thiết kế trục
+Tải trọng tác dụng lên trục. a) Lực tác dụng từ bộ truyền bánh trụ
Các lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền được chia làm 2 loại như sau:
Trị số của các lực được xác định theo công thức sau :
+Fr1 = Fr2 = Ft1.tagtw /cos= 1339,875.tag(20)/cos(0)= 487,674618 N
- Lực do khớp nối: Fkn = = = 1811,661972 (N)
- Lực do xích tác dụng: Frx= 1420,146 (N)
+Tính sơ bộ trục. Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức: d (mm) (10.9[1])
- Ứng suất xoắn cho phép, Mpa
Với vật liệu trục là thép 45X thì = (15 30) MPa
= 20 Mpa : Ứng suất xoắn cho phép của vật liệu thép C45
= 20 Mpa : Ứng suất xoắn cho phép của vật liệu thép C45
+Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Với d1 = 20 mm, tra bảng 10.2[1] ta xác định được chiều rộng ổ lăn bo1 = 15 mm, d2= 35 mm chiều rộng ổ lăn bo2 = 21 mm
Tra bảng 10.3[1] ta được các kích thước liên quan đến chiều dài trục chọn
Tên gọi Kí hiệu và giá trị
Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp k1 = 10
Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp k2 = 10
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn = 17
Trục I lm12 = (1,4 2,5)d1 = 2.d1 = 40 mm, Chiều dài mayơ của nửa khớp nối ( nối trục vòng đàn hồi) (10.10[1]) lm13 = (1,2 1,5)d1= 1,5.d1 = 30 mm , Chiều dài mayơ bánh răng trụ (10.10[1]) lc12 = 0,5(lm12 + b01) +k3 + hn = 59,5 mm, khoảng công-xôn trên trục 1 tính từ khớp nối ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ l12 =-lc12= -59,5 mm, Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện khớp nối trên trục 1 l13 = 0,5.(lm13 +b01 ) + k1 + k2 = 42,5 mm, Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện bánh răng trên trục 1 l11 = 2.l13 = 85 mm, Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến gối đỡ 1 trên trục1
Trục 2 lm22 = (1,2 1,5)d2 = 1,4.d2 = 49 mm, Chiều dài mayơ đĩa xích (10.10[1]) lc22 = 0,5(lm22 + b02) +k3 + hn = 67 mm, khoảng công-xôn trên trục 1 tính từ khớp nối ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ l22 =-lc22=-67 mm, Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện đĩa xích trên trục 2
Momen xoắn từ trục II truyền cho trục I TI= 32157 N.mm Lực vòng: Ft1 = 1339,875 N
Lực sinh ra tại khớp nối Fkn= 510,428572 N
Phản lực tại các gối đỡ:
Xét Oyz: ΣMB=0 => Fr1.l13= FDy .l11
=> FDy = 243,837309 N ΣFy =0 =>FBy+FDy =Fr1
Xét Oxz: ΣMB=0 Ft1.l13 +Fnt.l12 = FDx l11
=> FDx= 1027,2375 N ΣX =0 -FBx+FDx= Ft1-Fnt
Hình 6.2: Biểu đồ lực và momen
Đường kính các đoạn trục: :([]c MPa)
Chọn đường kính theo tiêu chuẩn:dA= 17; dB=dD= 20 mm ; dC = 22 mm.
Các thông số chiều dài các đoạn trục khác có thể xác định dễ dàng thông qua vị trí tương quan của cặp bánh răng trên bộ truyền
Momen xoắn từ trục I truyền cho trục II TII= 124796 N.mm
Lực sinh ra tại khớp nối Fkn= 510,428572 N
Phản lực tại các gối đỡ:
Xét Oyz: ΣMA=0 Fr2.( l21- l23)+ FCy l21 = Fxy.( l21+ l22)
=> FCy= 1955,482008 N ΣY=0 FAy - FCy - Fr2 + Fxy = 0
Xét Oxz: ΣMA=0 Ft2.(l21-l23)+ FCx l21= Fxx.( l21+ l22)
=> FCx= 599.8401 N ΣX= 0 => -FAx + FCx + Ft2 - Fxx = 0
Hình 6.3: Biểu đồ lực và momen
Đường kính các đoạn trục: :([]V,5 MPa)
Chọn đường kính theo tiêu chuẩn: dA= dC= 30 mm, dD = 26 mm, dB = 32 mm
Các thông số chiều dài các đoạn trục khác có thể xác định dễ dàng thông qua vị trí tương quan của cặp bánh răng trên bộ truyền.
Bảng 6.1 : Thông số các trục (mm):
Kiểm nghiệm, chọn ổ, then
4.3 Chọn ổ, then và kiểm nghiệm độ bền.
1 Chọn và kiểm nghiệm then cho trục 1:
Vì khoảng cách từ chân răng tới đỉnh thăng thỏa mãn điều kiện X ≤ 2,d5m nên ta chọn bánh răng liền trục tại khoảng đường kính trục dC = 30 mm
Theo bảng 9.1a [1, trang 173] ta sử dùng then bằng:
Then cho khớp nối có dA = 17 (mm) có thông số: b = 5 (mm); h = 5 (mm); t1 = 3 (mm); t2 = 2,3 (mm)
Kiểm nghiệm độ bền dập theo công thức (9.1) [1, trang 173] d=[d]
[ d ]0 MPa , tra bảng 9.5 [1, trang 178] lt = (0,80,9).lm12 = (0,80,9).40 236 =>Chọn lt = 35 (mm) (theo chuẩn)
T = 32157 N.mm dA = 17 (mm), d== 54,045 (MPa) Chọn lt = 40 (mm) (theo chuẩn) dA = 30 (mm)=>d= = 69,333 (MPa)d= = 64,997 (MPa)d= = 69,333 (MPa)d= = 79,997 (MPa) Chọn lt = 40 (mm) (theo chuẩn) dA = 30 (mm)=>d= = 69,331 (MPa) < [d] dB = 32 (mm)=>d= = 64,997 (MPa) < [d] dC = 30 (mm)=>d= = 69,331 (MPa) < [d] dD = 26 (mm)=>d= = 79,997 (MPa) < [d]
Do đó thỏa mãn điều kiện bền dập.
Kiểm nghiệm độ bền cắt theo công thức (9.2) [1, trang 173]:
C=[C]0 (MPa) dA = 30 (mm) : C = = 20,7993 (MPa) < [C] dB = 32 (mm) : C = = 19,4993 (MPa) < [C] dC = 30 (mm) : C = = 20,7993 (MPa) < [C] dD = 26 (mm) : C = = 23,9992 (MPa) < [C]
Vậy thỏa mãn điều kiện bền cắt.
Kiểm trục theo độ bền mỏi :
Theo công thức 10.20 và 10.21 [1, trang 195]:
9,66 MPa Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ, do đó =0
Theo công thức (10.22) [1, trang 196]: =MC/WC , MC= 95149,78199 N.mm
*Do moment xoắn xuất phát từ B đi qua C, MA=0, MD=0 => Tiết diện có mặt cắt nguy hiểm tại C, dC = 30 (mm)
Theo bảng 10.6 [1, trang 196] với trục có 1 then:
Khi trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động
Tra bảng 10.6 [1, trang 196] với trục có 1 rãnh then:
Theo công thức 10.25 và 10.26 [1, trang 197]
Hệ số tập trung ứng suất kx được xác định theo bảng 10.8 với giá trị kx = 1,1 Hệ số tăng bền bề mặt trục ky theo bảng 10.9 có giá trị ky = 1,6 Ngoài ra, cần lưu ý đến hệ số kích thước, phản ánh ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, cũng như hệ số tập trung ứng suất thực tế trong các trường hợp uốn và xoắn.
=>Thỏa điều kiện bền mỏi.
2 Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn cho trục 2:
Vì tải trọng nhỏ và chỉ có lực hướng tâm nên chọn ổ bi đỡ một dãy cho các gối trục A và C.
Với d = 30 mm, tra bảng phụ lục P2.7 [1, trang 255], chọn ổ bi cỡ trung 306 có:
- Khả năng tải động: C = 22 kN
- Khả năng tải tỉnh: Co = 15,1 kN
Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:
Chọn kiểm nghiệm với ổ chịu tải lớn hơn: Fr = FC = 2045,413902 (N)
Theo công thức 11.3 [1, trang 214] với Fa = 0 tải trọng quy ước:
Q=(X.V.Fr+Y.Fa).kt.kđ=(1.1 2045,413902).1.1,1= 2249,9553 (N) 2.2 (kN)
Trong đó: X = 1 (ổ bi chỉ chịu lực hướng tâm,ổ 1 dãy)
V = 1 (vòng trong quay) kt = 1 (t o 100 o ); kđ = 1,1 (tải va đập nhẹ)
Theo công thức 11.1 [1, trang 213] thì khả năng tải động Cd:
Trong đó với ổ bi đở một dãy m = 3
Theo công thức 11.19 [1, trang 221] thì khả năng tải tĩnh Qt
Với Xo = 0,6 tra bảng 11.6 [1, trang 221]
Vậy chọn Qo = Fr 2.2 (kN)< Co = 15,1 (kN)
=>Khả năng tải động và tải tĩnh của ổ được đảm bảo.
Bảng 6.2 Thông số các ổ trục:
Thông số d(mm) D(mm) C(kN) C0(kN) B(mm) Kí hiệu