ĐỒ án môn học thiết kế hệ thống cơ khí

PHÂN TÍCH NGUYÊN LÝ VÀ THÔNG SỐ LỸ THUẬT

Tổng quan hệ thống

Hệ gồm có 3 thành phần chuyển động độc lập chính bao gồm cơ cấu nâng

(1), chuyển động tịnh tiến của xe (2) và các con lăn chuyển hàng (3).

Quá trình làm việc của hệ thống bắt đầu khi xe lấy hàng và được nâng hoặc hạ đến dãy tầng yêu cầu thông qua bộ phận nâng.

Xe di chuyển vào kho bằng bánh xe, sau đó hàng hóa trên xe được xếp vào kho chứa thông qua các con lăn gắn trên xe.

Các thông số quan trọng của hệ thống:

2 Đặc tính tải trọng: va đập vừa

3 Đường kính lăn bánh răng d 3 = 190 (mm)

4 Chiều cao xe nâng: h = 312,5 (mm)

5 Chiều dài xe nâng: L = 1250 (mm)

7 Trọng lượng tối đa của xe nâng G n = 300 (kg)

8 Trọng lượng tối đa của hàng và xe G d = 160 (kg)

9 Đường kính bánh xe d s = 150 (mm)

10 Vận tốc xe di chuyển hàng V x = 10 (m/ph)

11 Chiều dài xe di chuyển L 1 = 700 (mm)

12 Chiều dài phần đặt hàng trên xe L 2 = 600 (mm)

1 download by : skknchat@gmail.com

Xác định các thành phần của hệ thống dẫn động

Hệ có 2 thành phần độc lập, tách biệt nhau, bao gồm hệ thống nâng hạ sử dụng bàn nâng và xe chở hàng.

Hệ thống con lăn và cơ cấu giữ xe nâng

- 2 thanh răng được gắn với 2 cột dẫn hướng cố định

- 2 bánh răng nằm trên trục ra của hộp số và liên kết với thanh răng

- 6 bánh xe có nhiệm vụ tỳ và dẫn hướng cho cơ cấu

- khung xe và các khớp nối

Hệ thống có nhiệm vụ nâng và hạ xe tới ray dẫn để đi vào kho.

Khi nhận tín hiệu điều khiển, động cơ được cấp điện sẽ quay, làm cho giá nâng di chuyển dọc theo trục Z đến vị trí mong muốn Điều này được thực hiện thông qua bộ truyền thanh răng – bánh răng, chuyển đổi chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến Chiều di chuyển của giá nâng phụ thuộc vào chiều điện áp cung cấp cho động cơ.

Việc dừng và khống chế hành trình của giá nâng phụ thuộc vào các cảm biến và công tắc hành trình đặt dọc theo các ray dẫn hướng.

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRONG HỆ THỐNG CƠ KHÍ

Tính toán động học

- Công suất yêu cầu trên trục động cơ: Pyc (kW)

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsb (vg/ph) hoặc tốc độ đồng hồ của động cơ ndb (vg/ph)

- Tỉ số momen mở máy: T mm /T ( nếu cần) Kết quả:

- Chọn được động cơ điện phù hợp

- Tra các thông số cơ bản của động cơ

Sơ đồ động học của hệ thống xe

H nh 2.1 Sơ đồ hệ thống

H nh 2.2 Sơ đồ động học

H nh 2.3 Sơ đồ lực tác dụng lên bàn nâng

2.1.1 Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ điện

Công suất yêu cầu trên trục động cơ điện: Pyc = / (kW) (1.1) Trong đó: Pyc - là công suất yêu cầu trên trục động cơ điện

P lv - là công suất trên bộ phận máy công tác ( trục của bộ phận làm việc )

- là hiệu suất chung của toàn cụm Xác định công suất trên trục máy công tác:

Cụm nâng của kho hàng có hai quá trình cần quan tâm là quá trình nâng và quá trình hạ

- Trọng lực của các bộ phận trong cụm, gọi là lực cản chính ( vì thường là lớn hơn các lực cản khác, vd: lực cản do ma sát);

Lực ma sát giữa con lăn và ray sẽ thay đổi tùy thuộc vào hướng di chuyển của cơ cấu, có thể đi lên hoặc đi xuống, với nguyên tắc là lực ma sát luôn ngược chiều với hướng di chuyển của cụm.

Khi thực hiện quá trình nâng, cụm cơ cấu nâng, bao gồm hàng hóa và các bộ phận liên quan như giá xe đỡ và xe mang hàng, sẽ di chuyển lên trên Lực phát động trong quá trình nâng thường hướng lên, do đó nó thường ngược chiều với lực cản từ ma sát và trọng lực.

Khi hạ, cụm cơ cấu nâng, bao gồm hàng hóa và các bộ phận liên quan như giá xe đỡ và xe mang hàng, di chuyển xuống dưới Lực phát động trong quá trình hạ thường hướng xuống, do đó nó thường ngược chiều với lực cản do ma sát nhưng lại cùng chiều với trọng lực.

Trọng lượng của hàng và xe di chuyển được ký hiệu là Gd, trong khi trọng lượng của xe nâng được ký hiệu là Gn Lực ma sát khi nâng được gọi là F ms,n, và lực ma sát khi hạ được ký hiệu là F ms,h.

- Quá trình nâng: Fc,n = Fms,n + Gn + Gd (1.2a)

- Quá trình hạ: Fc,h = - Fms,h + Gn + Gd (1.2b)

Khi nâng vật, lực cản thường lớn hơn so với khi hạ, vì vậy khi lựa chọn động cơ, chúng ta chỉ cần tính toán khả năng làm việc của nó trong quá trình nâng, điều này cũng đảm bảo rằng động cơ sẽ hoạt động hiệu quả khi hạ.

Với: f1 – là hệ số ma sát giữa con lăn và dẫn hướng

N – là áp lực giữa con lăn và dẫn hướng

Suy ra: Fms = f1 [Gn L/2 + Gd L] / h với hệ số ma sát

Công suất có ích trên trục bộ phận công tác: Plv,n = ,

Cuối cùng ta có công suất trên trục bộ phận công tác:

Trong đó:– là hiệu suất thanh răng – bánh răng

– là hiệu suất ổ trục con lăn xe nâng

Vn – là vận tốc nâng ( đầu bài cho hoặc xác định từ yêu cầu thiết kế) Xác định hiệu suất chung của cụm truyền động:

Trong đó: – là hiệu suất của chi tiết hoặc bộ truyền thứ i

K - là số chi tiết hay bộ truyền thứ i đó

Với sơ đồ bố trí hệ dẫn động như đề bài, ta có:

Bảng 2.1 Hiệu suất các bộ phận , bộ truyền trong cụm truyền động

Tên gọi Kí hiệu Số lượng Giá trị chọn Ghi chú

Hiệu suất 1 cặp bánh răng 2 0,97

Tính công suất yêu cầu trên trục động cơ:

P lv = 522.34.10 = 3,2 (kW) , với chọn = 0,93 , = 0,99 , gia tốc tr 60.1000.0,99.0,93 ọng trường g(m/ 2 ) ( theo 1.3b)

2.1.2 Xác định tốc độ quay sơ bộ của động cơ hoặc tốc độ đồng bộ của động cơ cần

Tốc độ quay sơ bộ động cơ cần có: n đc,sb = nlv usb (1.5)

Trong bài viết này, nđc và sb đại diện cho số vòng quay sơ bộ mà động cơ cần có Nlv là tốc độ quay của trục máy công tác, còn usb là tỉ số truyền sơ bộ của cụm.

Xác định tốc độ quay trên trục bộ phận công tác:

Trong đó: – là vận tốc nâng (m/ph)

3 – là đường kính lăn (m) Với vận tốc nâng (m/ph); đường kính lăn 3(mm)

Xác định tỷ số truyền chung của cụm

Trong đó : , – là tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền thứ i;

Với sơ đồ cụm đã cho, ta có:

Với 1, , 2, lần lượt là tỉ số truyền sơ bộ của bánh răng cấp nhanh ( cấp 1) và bộ truyền bánh răng cấp chậm ( cấp 2) trong cụm; 1 , 1 lần lượt là tỉ

Tải xuống 7 tệp từ địa chỉ skknchat@gmail.com, bao gồm thông tin về khớp nối từ trục động cơ sang trục vào của HGT, cũng như khớp nối từ trục ra của HGT sang trục bộ phận công tác.

Bảng 2.2 Tỉ số truyền sơ bộ của các bộ phận, bộ truyền trong cụm truyền chuyển động

Tên gọi Kí hiệu Số lượng Giá trị chọn Ghi chú trục động cơ sang trục vào 1

Tỉ số truyền khớp nối từ của HGT

1, truyền bánh răng cấp nhanh

Tỉ số truyền sơ bộ của bộ 1 4

2, truyền bánh răng cấp chậm(

Tỉ số truyền sơ bộ của bộ 1 3,5 cấp 2) trục ra của HGT sang trục 2

Tỉ số truyền của khớp nối từ bộ phận công tác

Xác định tốc độ quay sơ bộ của động cơ hoặc tốc độ đồng bộ của động cần n lv = 34 1000 190 = 56,99(vg/ph)

Suy ra: n đc,sb = 56,99 14 = 797,86(vg/ph) (theo 1.5) Vậy, chọn => nsb = 1000 (vg/ph)

≥ Động cơ điện thỏa mãn:

/ ≥/ ( ế ầ ) Chọn được loại động cơ là:

Bảng 2.3 Bảng thông số của động cơ điện đã chọn

(kW) (vg/ph) (mm) (kg)

Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền chung của cụm:

Trong bài viết này, n đc biểu thị tốc độ quay của động cơ đã được lựa chọn, trong khi nlv là tốc độ quay trên trục công tác đã được xác định theo công thức 1.6b Đồng thời, việc phân phối tỷ số truyền chung cho các bộ truyền trong hộp cũng được đề cập.

Với ui là tỉ số truyền bộ thứ i trong cụm

(1.9b) yêu cầu gọn nhẹ dựa vào tiêu chí: theo

Do uk1 = uk2=1 nên tiến hành phân uc cho

- Suy ra ubr1 = uc/ubr2 = 1,25 ubr2 = 4,63 2 √ /1,25

Tính các thông số trên các trục

Hộp giảm tốc 1 cấp nên quy ước gọi trục vào của HGT là trục I, trục trung gian là trục II, trục ra là trục III;

- Tỉ số truyền từ trục động cơ sang trục I( trục vào của hộp giảm tốc): u đc I = u k = 1

- Tỉ số truyền từ trục I sang trục II của HGT: uI II = ubr1 = 4,63

- Tỉ số truyền từ trục II sang trục III của HGT: u II III = ubr2 = 3,70

- Tỉ số truyề n từ trụ c III ( trục ra của hộ p giảm tố c) sang trụ c bộ phận công tác ( trụ c củ a bộ phận làm việc): uIII lv = uk = 1

2.3.2 Tính tốc độ quay trên các trục

Từ tốc độ quay của động cơ, ta có thể tính toán tốc độ quay cho các trục khác bằng cách áp dụng công thức: ni = −1 (vg/ph), theo trình tự từ trục động cơ đến các trục phía sau.

Cụ thể, với sơ đồ truyền động: Động cơ => trục I ( trục vào của HGT ) => trục

II ( trục ra của HGT) => trục bộ phận công tác:

Trình tự: n đc => nII => nIII => nlv,t

- Tốc đôh quay trên trục động cơ: n đc = 975

- Tốc độ quay trên trục I ( trục vào của HGT): n I = đ → đ

- Tốc độ quay trên trục II: n II = → = = 214,76(vg/ph)

- Tốc độ quay trên trục III: n III = == 214,76 V,81(vg/ph)

- Tốc độ quay trên trục bộ phận công tác: nlv,t = → 2 1

2.3.3 Tính công suất trên các trục

Xuất phát từ công suất trên trục bộ phận công tác, tiến hành tính công suất cho các trục phía trước nó theo công thức: n i-1 = ( −1)→ (kW) (1.11)

Cụ thể, với sơ đồ truyền động: Động cơ => trục I ( trục vào của HGT ) => trục

II ( trục ra của HGT) => trục bộ phận công tác:

Trình tự : Plv => PIII => PII => PI => Pđc,t

- Công suất trên trục bộ phận công tác: Plv = 3,2 (kW)

- Công suất trên trục 3,2 III ( trục ra của HGT ):

- Công suất trên trục II ( trục ra của HGT ):

- Công suấ t trên trụ c I ( trục vào của HGT ):

- Công suất trên trục động cơ ( thực cần – khác với công suất danh nghĩa của động cơ): P đc,t = đ → = 1 = 0,995 3,44

1 = 3,46(kW) Công suất trên trục một bên của trục III( trục ra của HGT ): P’III = = 3,2

Công suất trên một trục công tác ( có 2 trục 2 bên ): P’lv = = 1,6(kW)

2.3.4 Tính momen xoắn trên các trục

Sau khi đã có công suất và tốc độ quay, ta tính momen xoắn trên các trục theo công thức: Ti = 9,55 10 6 (Nmm)

Bảng 2.4 Lậ p bảng thông số Động học

Trụ đ/c Trục I Trục II Trục III Trục B phân

Hộp giảm tốc được phân chia thành hai cấp truyền chính là nhanh và chậm, có thể bao gồm thêm một bước trung gian Cấp nhanh bắt đầu từ trục chủ động I, tiếp theo là trục bị động II, và cuối cùng là trục III đại diện cho cấp truyền chậm.

H nh 0.4 Sơ đồ động của hộp giảm tốc xe nâng Chọn bộ truyền là bánh răng trụ răng thẳng:

- Chọn vật liệu bánh răng nhỏ là thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB 0, giới hạn bền và giới hạn chảy lần lượt là b1 750, ch1 450 (Mpa)

- Vật liệu bánh răng lớn là thép 45 thường hóa với độ b 2 600, ch 2 340 (Mpa)

Xác định ứng suất cho phép:

- ứng suất tiếp xúc cho phép: [ H ] H lim Z R Z V K xH

- ứng suất uốn cho phép: [

Z R - hệ số xét đến độ nhám mặt răng làm việc

Z V - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

K xH - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Y R - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Y S - hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

K xF - hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

K FC - hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, lấy bằng 0,7 do đặt tải 2 chiều (Trong quá trình tính toán sơ bộ, lấy các hệ số trên bằng 1)

K HL ,K FL - hệ số tuổi thọ, xét bởi thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền

0 H lim , F 0 lim - ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với chu kỳ uốn cơ sở

N HO và K FL m F N FO với m H ,m F là bậc của đường cong mỏi khi thử về

FE ứng suất tiếp xúc và uốn, do bánh răng có HB Tt = 1,5 T đc = 1,5 33890,26 = 50835,39 Nmm Đường kính trục động cơ : dt = d đc = 38 (m).

=> Chọn khớp nối có các thông số sau:

Thông số Kí hiệu Giá trị

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được T max 250

Số chốt Z 6 Đường kính vòng tâm chốt D0 105

Chiều dài phần tử đàn hồi l 3 28

Chiều dài đoạn côngxon của chốt l 1 34 Đường kính của chốt đàn hồi dc 14

* Khớp nối trục làm việc: d sb 3 3 ′ = 3

=> Chọ n khớ p nố i có các thông số sau:

Thông số Kí hiệu Giá trị

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được T max 500

Số chốt Z 8 Đường kính vòng tâm chốt D0 130

Chiều dài phần tử đàn hồi l3 28

Chiều dài đoạn côngxon của chốt l1 34 Đường kính của chốt đàn hồi dc 14

Vật liệu làm trục là thép C45 tôi thường hóa Ứng suất dập cho phép của vòng cao su: [σ]]d=4 (MPa). Ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]]u= 70(N/mm 2 )

3.1.3 Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng

* Khớp nối trục động cơ:

* Khớp nối trục làm việc:

3.1.4 Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt.

* Khớp nối trục động cơ:

* Khớp nối trục làm việc:

3.1.5 Lự c tác dụng lên trục.

Fkn3 = 1200 N thông số thiết kế:

Momen xoắn trên các trục:

Xác định sơ bộ đường kính trục : dk ≥ 3 √

Trong đó [ ] là ứng suất xoắn cho phép, Lấy [ ] = 20 (MPa)

0,2 [ ] có giá trị 15 30 (MPa) d 1sb ≥ √ 3 0,2 1 [ ] mà trục I nối với động cơ qua khớp nói nên d1sb = d đc (0,8 ÷ 1,2)

Nên lấy d1 = 35mm d 2sb 3 2 =3 147634,5 = 33,29 mm lấy d2sb = 40 mm

≥ √ 0,2 [ ] √ 0,2 20 d 3sb 3 3 ′ =3 268966,73 = 40,67 mm lấy d3sb = 45 mm

Chọn sơ bộ đường kính trục là:

- Chọn d1 = 35mm, theo bảng 10.2[1], ta được chiều rộng ổ lăn b0 = 21mm.

Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Chiều dài mayơ của nối trục vòng đàn hồi: lm12 = (1,4 … 2,5)d1 = (1,4…2,5).35 = (49…62,5) chọn lm12 = 55mm lm33 = (1,4…2,5)d3=(1,4…2,5).45=(63…112,5) (mm).

Chọn lm330 (mm) Chiều dài mayơ của các bánh răng trụ:

Chọn lm13 = 50 (mm), -Trục II: lm22 = (1,2…1,5).40 = (48…60)

Chọn lm22 P(mm) lm23 = (1,2…1,5).40 = (48…60) Chọn lm23 U(mm)

Chọn lm34 = 66(mm) Các trị số ki chọn theo bảng 10.3[1]

-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: Chọn k1 mm;

Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp được chọn là k2 mm, trong khi khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ là k3 mm Chiều cao nắp ổ và đầu bulông được xác định là hn mm, và chiều dài các đoạn trục lki của các trục cũng cần được lựa chọn chính xác.

Theo bảng 10.4[1] ta có các thông số của trục II: l 21 l m 22 l m 23 3 k 1 2k 2 b 0

Các thông số của trục I: l c12 0,5(l m12 b 0 ) k 3 h n

Các thông số của trục III: l c33 0,5(l m33 b 0 ) k 3 h n

Hình 3.1 Sơ đồ đặt lực chung

Xác định các lực tác dụng lên trục I

3.3.1 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Ta có: l13 = l23 = 119 mm lc12 = 67 mm l11 = l21 = 178 mm

Chọn hệ trục tọa độ theo hình 10.3 để xác định lực từ bánh răng tác dụng lên trục Sử dụng công thức (10.1) và (10.5) cùng với các quy ước về chiều và dấu của lực theo hình 10.3, ta tiến hành phân tích cho trục I.

- Vị trí đặt lực của bánh 1: âm do đó r13 = dw1/2 = -26,65 mm

- Trục 1 quay ngược chiều kim đồng hồ , do đó cq1 = 1

- Bánh răng 1 chủ động , do đó cb13 = 1

- Hướng răng trên bánh răng 1: do bánh răng trụ thẳng đứng nên hr 13 = 0 Lực từ khớp nối tác dụng lên trục ( xem h.10.5) hướng theo phương x và bằng: Fx12 = (0,2…0,3) 2T/D0 = (0,2…0,3).2.33890,26/105

Hình 3.2 Sơ đồ đặt lực và biều đồ momen trục I

Xác định các lực tác dụng lên trục II

Chọn hệ trục tọa độ theo hình h.10.3 để xác định lực từ bánh răng tác động lên trục Sử dụng công thức (10.1) và (10.5) cùng với các quy ước về chiều và dấu lực tương ứng trong h.10.3 Đối với trục II, chúng ta tiến hành áp dụng các công thức này để tính toán.

- Vị trí đặt lực của bánh 2, dương do đó r23 = dw2/2 = 123,36 mm

- Trục 2 quay thuận chiều kim đồng hồ , do đó cq 2 = -1

- Bánh răng 2 bị động , do đó cb23 = -1

- Hướng răng trên bánh răng 2: do bánh răng trụ thẳng đứng nên hr 23 = 0

- Vị trí đặt lực của bánh 3, âm do đó r22 = -dw3/2 = -48,42 mm

- Trục 2 quay thuận chiều kim đồng hồ , do đó cq2 = -1

- Bánh răng 3 chủ động , do đó cb22 = 1

Fy = Fy22 - Fy23 + Fly21 + Fly20 = 0

Hình 3.3 Sơ đồ đặt lực và biều đồ momen trục II

Xác định các lực tác dụng lên trục III

Ta có: l34 = l22 = 56,5 mm lc33 = 82,5 mm l11 = l31 = 178 mm

Để xác định lực từ bánh răng tác động lên trục, ta chọn hệ trục tọa độ như hình 10.3 Sử dụng công thức (10.1) và (10.5) cùng với các quy ước về chiều và dấu lực tương ứng trong hình 10.3, ta tiến hành phân tích lực tác dụng lên trục III.

- Vị trí đặt lực của bánh 4: dương do đó r34 = dw4/2 = 181,56 mm

- Trục 3 quay ngược chiều kim đồng hồ , do đó cq3 = 1

- Bánh răng 4 bị động , do đó cb34 = -1

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục hướng theo phương x và bằng:

Đường kính và chiều dài các đoạn trục được xác định thông qua công thức tính toán cụ thể, trong đó đường kính các đoạn trục được ký hiệu là d j Sơ đồ đặt lực và biểu đồ mô men trục cũng đóng vai trò quan trọng trong quá trình này.

0,1. σ] - Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục.

Mj- Mômen uốn tổng Mj M yj 2 M xj 2

Mtdj- Momen tương đương M tdj M j 2 0,75.T j 2

Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 1-1 lắp khớp nối, tiết diện 1-2 ổ lăn 11, tiết diện 1-3 lắp bánh răng 1 là các tiết diện nguy hiểm.

Tại tiết diện 1-3 lắp bánh răng 1 :

√ 0,1 [ ] √ 0,1 55 lấy theo giá trị tiêu chuẩn: d13 = 25

Tại tiết diện 1-2 lắp trên ổ lăn 10

√ 0,1 [ ] √ 0,1 55 lấy theo giá trị tiêu chuẩn d10 = 20 mm

Tại tiết diện 1-4 chỗ lắp ổ lăn 11, chọn đồng bộ đường kính trục với ổ lăn 10, nên: d11 = d10 = 20 mm

Tại tiện diện 1-1 lắp khớp nối

Nguyễn Xuân Tùng - 20187510 lấy theo giá trị tiêu chuẩn d12 = 20 mm

Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 2-2 lắp bánh răng 3, tiết diện 2-3 lắp bánh răng 2 là các tiết diện nguy hiểm.

Tại tiết diện 2-2 lắp trên bánh răng 3

Tại tiết diện 2-3 lắp trên bánh răng 2

√0,1 [ ] √ 0,1 55 lấy theo giá trị tiêu chuẩn d23 = 40 mm

Tại tiết diện chỗ lắp ổ lăn 20 và ổ lăn 21 chọn đường kính trục: d20 = d21 = 40 (mm)

Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 3-1 và 3-5 lắp khớp nối, tiết diện 3-2 và 3-4 lắp ổ lăn, tiết diện 3-3 lắp bánh răng 4 , là các tiết diện nguy hiểm.

Tại tiệ n diệ n 3-1 lắp khớp nối đồng bộ vs tiết diện 3-5

√0,1 [ ] √ 0,1 55 lấy theo giá trị tiêu chuẩn d31 = d35 = 40 mm

Tại tiện diện 3-2 lắp ổ lăn đồng bộ vs tiết diện 3-4

√ 0,1 [ ] √ 0,1 55 lấy theo giá trị tiêu chuẩn d 32 = d34 = 45 mm

Tại tiện diện 3-3 lắp bánh răng 4

Kiểm tra độ bền của then theo công thức: σ]d = 2T

T- mômen xoắn trên trục d- đường kính trục lt, b, h, t- kích thước then

[ d]- ứng suất dập cho phép.

Theo bảng 9.5[1], với tải trọng va đập vừa ta có [ d] = 50 MPa.

[ c]- ứng suất cắt cho phép.

Xét tại vị trí lắp khớp nối.

Theo bảng 9.1a[1], với đường kính chỗ lắp then d mm, ta có then: b = 5 mm t1 = 3 mm h = 5 mm t2 = 2,3 mm

Xét tại vị trí lắp bánh răng 1.

Theo bảng 9.1a[1], với đường kính chỗ lắp then d % mm, ta có then: b = 8 mm t1 = 4 mm h = 7 mm t2 = 2,8 mm

Theo bảng 9.1a[1], với đường kính chỗ lắp then d @ mm, ta có then: b = 12 mm t1 = 5 mm h = 8 mm t2 = 3,3 mm

Theo bảng 9.1a[1], với đường kính chỗ lắp then d D mm, ta có then: b = 12 mm t1 = 5 mm h = 8 mm t2 = 3,3 mm

Theo bảng 9.1a[1], với đường kính chỗ lắp then d P mm, ta có then: b = 14 mm t1 = 5,5 mm h = 9 mm t2 = 3,8 mm

3.8 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

Kết cấu trục được thiết kế nhằm đảm bảo độ bền mỏi theo yêu cầu, với hệ số an toàn tại các chi tiết nguy hiểm cần thỏa mãn các điều kiện cụ thể.

Trong đó [s]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2,5 s j : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp s j 1

K dj aj mj s j : hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp s j 1

Với σ]-1 và τ-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng

Momen cản uốn đối với trục có 1 rãnh then được xác định thông qua biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j, với các giá trị cụ thể là 0,58 và 261,6 MPa.

Momen cản xoắn đối với trục có 1 rãnh then:

(mm 3 ) Đối với trục quay ứng suất uốn thay

16 2.d đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó: mj 0 ajmax j

Vì trục quay 1 chiều ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó:

, r hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra theo bảng 10.7[1], ta có: 0,05; 0.

TRỤC I: Mặt cắt 1-1 lắp khớp nối , mặt cắt 1-2 lắp ổ lăn , mặt cắt 1-3 lắp bánh răng 1.

TRỤC II: Mặt cắt 2-2 lắp bánh răng 3, mặt cắt 2-3 lắp bánh răng 2.

TRỤC III: Mặt cắt 3-1 lắp khớp nối,mặt cắt 3-2 lắp ổ lăn ,mặt cắt 3-3 lắp bánh răng 4.

Các ổ lăn được lắp ghép theo k6, lắp bánh răng, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then

Kích thước của then, trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn ứng với tiết diện trục như sau:

K odj ,K rdj hệ số, xác định theo các công thức:

K x hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, tra bảng 10.8[1], ta có K x 1, 06.

K y hệ số tăng bền bề mặt trục, tra bảng 10.9[1] ta có K y 1.

,hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10[1]

K , K khi dùng dao phay ngón, ứng với vật liệu có b`0(MPa) ,tra bảng 10.12[1] ta có K 1,76và K 1,54.

Bảng 3.1 Kết quả tính toán hệ số an toàn đối với các tiết diện của 3 trục diện

Tiết d;mm Tỉ số / Tỉ số / S do do

Rãnh Lắp Rãnh Lắp then căng then căng

Tính chọn then

Kiểm tra độ bền của then theo công thức: σ]d = 2T

T- mômen xoắn trên trục d- đường kính trục lt, b, h, t- kích thước then

[ d]- ứng suất dập cho phép.

Theo bảng 9.5[1], với tải trọng va đập vừa ta có [ d] = 50 MPa.

[ c]- ứng suất cắt cho phép.

Theo bảng 9.1a[1], với đường kính chỗ lắp then d mm, ta có then: b = 5 mm t1 = 3 mm h = 5 mm t2 = 2,3 mm

Theo bảng 9.1a[1], với đường kính chỗ lắp then d % mm, ta có then: b = 8 mm t1 = 4 mm h = 7 mm t2 = 2,8 mm

Theo bảng 9.1a[1], với đường kính chỗ lắp then d D mm, ta có then: b = 12 mm t1 = 5 mm h = 8 mm t2 = 3,3 mm

Theo bảng 9.1a[1], với đường kính chỗ lắp then d P mm, ta có then: b = 14 mm t1 = 5,5 mm h = 9 mm t2 = 3,8 mm

Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục được thiết kế để đảm bảo độ bền mỏi cần thiết, với hệ số an toàn tại các chi tiết nguy hiểm phải thỏa mãn điều kiện s j s j.

Trong đó [s]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2,5 s j : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp s j 1

K dj aj mj s j : hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp s j 1

Với σ]-1 và τ-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng

Momen cản uốn đối với trục có 1 rãnh then được xác định bởi biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j, cũng như biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j Các giá trị ứng suất này cần được tính toán chính xác để đảm bảo độ bền và hiệu suất của trục trong quá trình hoạt động.

Momen cản xoắn đối với trục có 1 rãnh then:

(mm 3 ) Đối với trục quay ứng suất uốn thay

16 2.d đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó: mj 0 ajmax j

Vì trục quay 1 chiều ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó:

, r hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra theo bảng 10.7[1], ta có: 0,05; 0.

TRỤC I: Mặt cắt 1-1 lắp khớp nối , mặt cắt 1-2 lắp ổ lăn , mặt cắt 1-3 lắp bánh răng 1.

TRỤC II: Mặt cắt 2-2 lắp bánh răng 3, mặt cắt 2-3 lắp bánh răng 2.

TRỤC III: Mặt cắt 3-1 lắp khớp nối,mặt cắt 3-2 lắp ổ lăn ,mặt cắt 3-3 lắp bánh răng 4.

Các ổ lăn được lắp ghép theo k6, lắp bánh răng, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then

Kích thước của then, trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn ứng với tiết diện trục như sau:

K odj ,K rdj hệ số, xác định theo các công thức:

K x hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, tra bảng 10.8[1], ta có K x 1, 06.

K y hệ số tăng bền bề mặt trục, tra bảng 10.9[1] ta có K y 1.

,hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10[1]

K , K khi dùng dao phay ngón, ứng với vật liệu có b`0(MPa) ,tra bảng 10.12[1] ta có K 1,76và K 1,54.

Bảng 3.1 Kết quả tính toán hệ số an toàn đối với các tiết diện của 3 trục diện

Tiết d;mm Tỉ số / Tỉ số / S do do

Rãnh Lắp Rãnh Lắp then căng then căng

Vậy tiết diện trên các trục đều đảm bảo độ bền mỏi.

TÍNH TOÁN VÀ CHỌN Ổ LĂN

Chọn ổ lăn cho trục I

Chọn loại ổ lăn sơ bộ là ổ bi đỡ một dãy cỡ trung , tra bảng P2.7 ta có:

Kí d,mm D,mm B,mm r,mm Đường C, kN C0 kN hiệu ổ kính bi,mm

4.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

- Vì trên đầu trục I có lắp khớp nối trục vòng đàn hồi nên cần đảo chiều ở khớp nối, khi đó phản lực tại các ổ lăn là

Như vậy phả lực tổng trên hai ổ là:

1=√ 2 1+ 2 1 = √972,492 + 332,042 = 1027,62 Trong khi đó phản lực tại hai gối đỡ khi tính trục là 0 = 692,36 ,

1 = 910,87 Vậy ta tiến hành tính kiểm nghiệm cho chịu tải lớn hơn với

- Khả năng tải trọng động của ổ được tính theo công thức:

Q là tải trọng quy ước, KN

L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ổ bi: m = 3 Tính L :

Gọi Lh là tuổi thọ của ơ tính bằng giờ, ta có:

Xác định tải trọng động quy ước Q theo công thức sau:

- F r và F a là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN -V là hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay V=1

-Kt là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, Kt =1(t o

Tiêu đề	Thiết Kế Hệ Thống Cơ Khí
Tác giả	Nguyễn Xuân Tùng
Người hướng dẫn	ThS. Hoàng Văn Bạo
Trường học	Trường Đại Học Bách Khoa Hà Nội
Chuyên ngành	Cơ Điện Tử
Thể loại	đồ án môn học
Năm xuất bản	2021
Thành phố	Hà Nội

Định dạng
Số trang	109
Dung lượng	898,16 KB