ĐỒ án CHI TIẾT máy đề tài THIẾT kế hệ dẫn ĐỘNG THÙNG TRỘN

TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN CHIA TỶ SỐ TRUYỀN

Tính chọn động cơ điện

Hiện nay động cơ điện đươc chia lam 2 lộai cơ ban la động cơ điện một chiệu va động cơ điện xộay chiệu

Động cơ điện xoay chiều 3 pha được sử dụng rộng rãi nhờ vào khả năng tải cao, hiệu suất truyền động tốt và tốc độ quay ổn định.

Nhìn chung,việc lưa chộn động cơ đươc thưc hiện qua cac bươc sau :

Tình cộng suất cần thiết của động cơ được xác định dựa trên sơ bộ số vòng quay của động cơ Để tư vấn suất và số vòng quay, cần lựa chọn động cơ phù hợp với yêu cầu thiết kế và đảm bảo ba điều kiện quan trọng.

{ ¿ ¿ { T ¿ ¿ T mm P n db dc ≤ ≥ P ≥ n T T dn sb k ct

1.1.2 Chọn công suất của động cơ

Công suất trên trục động cơ điện là Pctvà được tính theo công thức :

Pct = P t η trong đó : Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác = 2.5(kw) η là hiệu suất truyền của cả toàn bộ hệ thống

Tính hiệu suất truyền động η

Dựa vào bảng 2.3 trang 19.Trị số hiệu suất các loại bộ truyền và ổ ta chọn :

+ Hiệu suất của bộ truyền đai (để hở): η d =0,95

+ Hiệu suất của bộ truyền trục vít tự hãm che kín : η tv =0,35

+ Hiệu suất của cặp ổ lăn: η ol =0,99

+Hiệu suất của khớp nối trục η k=0,99

Vậy ta tính đươc hiệu suất của toàn bộ hệ thống η theo công thức : η = η k × η ol 3 × η tv ×η đ = 0,99 ×0,9 9 3 × 0,35× 0,95 = 0,32

1.1.3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ.

Để chọn tỷ số truyền phù hợp cho các bộ truyền trong hệ, hãy tham khảo bảng 2.4 (trang 21) Từ đó, bạn có thể tính toán số vòng quay đồng bộ dựa trên số vòng quay của máy công tác.

Truyền động đai thì ud =1,5 4

⇒ tỉ số truyền toàn bộ u t của hệ thống được tính theo công thức: u t =u 1 ×u 2 ×u 3

Với truyền động đai: ut = ud × uh= 3 ×113 trong đó :

+ ud là tỉ số truyền của truyền động đai và ta chọn ud = 3

+ uh là tỉ số truyền trục vít hộp giảm tốc 1cấp và ta chọn uh= 11

 Chọn số truyền chung sơ bộ :

Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ ( nsb ) là: nsb= nlv.ut

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ n db 00 (vòng/phút)

Với điều kiện chọn động cơ là : { ¿ ¿ { T ¿ ¿ T mm P n db dc ≤ ≥ P ≥ n T T dn sb k ct

1.1.4 Chọn động cơ thực tế

Dựa vào bảng P1.3.các thông số kỹ thuật của động cơ 4A với P ct = 7,81 (kw) và n db 00 (vòng/phút) ta dùng động cơ số hiệu 4A132M4Y3 :

T dn Đường kính trục động cơ (mm)

1.1.5 Kiểm tra điều kiện của động cơ

Ta so sánh các thông số của động cơ 4A100L4Y3 với các điều kiện sau :

{ ¿ ¿ { T ¿ ¿ T mm P n db dc ≤ ≥ P ≥ n T T dn sb k ct

Như vậy động cơ điện đã chọn số hiệu 4A132M4Y3 đảm bảo các điều kiện tính toán.

Phân chia tỷ số truyền

1.2.1 Tỷ số truyền trong hộp giảm tốc

- Tỉ số truyền chung của hệ thống truyền động được tính theo công thức

(3.23) [1] ta có: ut = n n dc lv = 1458 40 = 36,45 + Tỉ số truyền của hộp giảm tốc(uh) tính theo công thức :

1.2.2 Tính toán thông số trên các trục

1.2.2.1 Tính toán công suất trên các trục

P dc = P 1 η ol η d (kw )⇒ P I = P dc η ol η d 0,99 0,95,34 ( kw)

P I = P II η ol η br ⇒ P II = P I η ol η tv ,34.0,99.0,35=3,58 ( kw)

P II = P lv η ol η k ⇒ P lv = P II η ol η k =3,58.0,99 0,99=3,5 (kw )

1.2.2.2 Số vòng quay các trục n=n dc 58 (vòng/phút) n I = n dc u d = 1458

3 H6 (vòng/phút) n ct n II = n I u h = 486 12,5 8,88 (vòng/phút)

1.2.2.3.Tính mômen xoắn T ở các trục

Ta có : Ti= 9,55 × 1 0 6 × n p i i do đó ta tính được:

Bang: Thộng sộ' tình tộan ty sộ' truyện, cộng sua't, sộ' vộng quay, va mộmện xộa0n cac truc

Thộng sộ' ĐỘ3NG CƠ I II

Sộ' vộng quay(vộng/phut

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

Thiết kế bộ truyền trong

2.1.1 Tính thiết kế bộ truyền trục vít – bánh vít

P1= 10,34 [kW] n1= 486 [v/ph] uh,15 Thời gian sử dụng 340 giờ

Bộ truyền trong hộp giảm tốc là bộ truyền trục vít bánh vít.

Truyền động trục vít bao gồm trục vít và bánh vít ăn khớp với nhau, được thiết kế để truyền động giữa các trục nằm ở góc 90 độ Phương pháp này thường được sử dụng trong các hệ thống cơ khí để đảm bảo hiệu suất truyền động hiệu quả.

Trong chuyển động của trục vít, sự chéo nhau của các trục gây ra vận tốc trượt theo hướng dọc của ren trục Hiện tượng trượt này không chỉ làm tăng tổn thất do ma sát mà còn giảm hiệu suất hoạt động, đồng thời tăng nguy cơ về dính và mòn Do đó, đặc điểm này cần được xem xét kỹ lưỡng trong quá trình thiết kế hệ thống truyền động trục vít.

Bộ truyền trục vít thường gặp phải các dạng hỏng như tróc rỗ bề mặt, gãy răng, mòn và dính, trong đó mòn và dính là nguy hiểm nhất Hiện tại, chưa có phương pháp tính toán dính và mòn một cách thỏa đáng, vì vậy việc tính toán bộ truyền vẫn dựa vào độ bền tiếp xúc và độ bền uốn Đồng thời, thông qua thực nghiệm và kinh nghiệm sử dụng, các giá trị ứng suất cho phép được điều chỉnh để phòng ngừa tình trạng dính và hạn chế mòn.

❖ Thiệ't kệ' truyện động truc vìt baộ gộm cac bươc sau:

 Xac đinh ưng sua't chộ phệp

 Quyệ't đinh lan cuộ'i cac kich thươc va thộng sộ' bộ truyện

 Kiệ.m nghiệm vệ nhiệt Tình tộan truyện động truc vìt - banh vìt.

2.1.1.1 Chọn vật liệu làm răng bánh vít và trục vít. a Xac đinh sơ bộ van tộ'c trươt:

V s =4,5 × 10 −5 n 1 √ 3 T 2 =4,5 ×10 −5 × 486√ 3 879346,7 ¿ 2,095b Xac đinh vat liệu: vs= 2,09 (m/s) < 5(m/s)→ Chộn vat liệu ra%ng banh vìt la động thanh Tra bang B7.1/146[1] vơi:

Vat liệu banh vìt: Động thanh nhộm sa0t nikện

Cách đúc: dùng khuôn kim loại

Chộn vat liệu truc vìt la: Thệp 45,tội cai thiện đat độ ra0n HRC>45

2.1.1.2 ứng suất cho phép a, Xác định ứng suất cho phép

Tra bảng 7.2/148 [1] với vs = 2,09 và vật liệu ƃpA ж H10-4-4

Ta cộ [ σ H ] = 250 [ MPa ] b, Xác định ứng suất uốn cho phép

Thệộ cộng thưc 7.11[1]: [ σ F ] =(0,25 σ ¿¿ ch+0,08 σ b ) √ 9 N 10 FE 6 ¿ c

[ σ F0] =0,12 × 600r [ MPa ] c, Ứng suất cho phép khi quá tải

2.1.2 Tính toán các thông số trục vít bánh vít

2.1.2.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục Đường kính chia ngoài bánh răng côn chủ động xác định theo độ bền tiếp xúc: de1 = Kd √ 3 (1− K T be 1 ) K K Hβ be u ¿ ¿ ¿

Truyền động bánh răng côn, răng thẳng bằng thép Kd = 100 MPa 1/3

Kbe hệ số chiều rộng vành răng, với u = 3,2 chọn Kbe = 0,25.

KH hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

T1 = 55671,31 Nmm - momen xoắn trên trục chủ động.

[H] = 500 Mpa - ứng suất tiếp xúc cho phép.

2.1.2.2 Xác định các thông số ăn khớp. Điều kiện de1 > 74,85 ; chọn de1 = 80 mm,

Ta xác định các thông số ăn khớp:

Tra bảng 6.22[I] với de1 = 80 mm  Z1p = 17.

Với bánh răng côn răng thẳng: Zvn1 = Z1/cos1.

Zvn1 = 28 cos17 , 35 0 = 29,33 > 17: thoả mãn điều kiện tránh cắt lẹm chân răng. Đường kính trung bình và mođun trung bình: dm1 = (1 – 0,5.Kbe).de1 = (1 – 0,5.0,25).74,85= 65,49 mm. mtm = dm1/Z1 = 65,49/28 = 2,33

Mte = mtm/(1 – 0,5.Kbe) = 2,33/(1 – 0,5.0,25) =2,67 Theo tiêu chuẩn bảng 6.8 ta chọn mte = 3

Tính lại mô đun trung bình mtm: mtm = mte.(1 – 0,5.Kbe) = 3.(1 – 0,5.0,25) = 2,62

 u tính lại: u = 90/28 = 3,2Sai số  = (3,2-3,2)/3,2 = 0%  Đạt yêu cầu.

Hình ảnh 3D về ánh răng côn

2.1.2.3 Kiểm lại răng về độ bền tiếp xúc ứng suất tiếp xúc trên mặt răng bánh răng côn nhỏ phải thoả mãn điều kiện:

ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu các bánh răng ăn khớp

Z: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

: hệ số trùng khớp ngang.

ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

KH: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

KH: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.21: KH = 1,13.

KH: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, KH = 1 (do bánh răng thẳng)

KHv: hệ số kể dến tải trọng dộng xuất hiện trong vùng ăn khớp.

H = δ H g0.v.√ d m (u+ u 1) dm1 P,12 mm đường kính trung bình bánh côn nhỏ.

=>Dùng cấp chính xác 8 δ H = 0,006 tra ở bảng 6.15 go = 56 tra ở bảng 6.16.

B = Kbe Re : chiều rộng vành răng. b = 0,25 141,38 = 35,3 mm

→ thoả mãn độ bền tiếp xúc

2.1.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Điều kiện:

F 1  [F2] Trong đó: mtm = 2,62 môđun pháp trung bình.

B = 35,3 mm chiều rộng vành răng. dm1 = 73,36 mm đường kính trung bình của bánh chủ động.

Y = 1/ = 1/1,75 = 0,86 hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

Y =1 hệ số kể đến độ nghiêng của răng.

YF1, YF2 hệ số dạng răng, +Tra bảng 6.20 [1] với Z1 ( ta có: x1 =0,33; x2 =- 0,33

KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn.

KF hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên các vành răng Tra bảng 6.21: KF = 1,13.

KF hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp KF =1.

KFv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

KL: Hai bánh răng thoả mãn về độ bền uốn.

2.1.2.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải, với hệ số quá tải tra bảng 13 động cơ

Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại:

KL: Bộ truyền bánh răng thoả mãn điều kiện về quá tải.

2.1.2.6 Xác định lại các kích thước hình học

Thông số Kí hiệu Công thức

Chiều dài côn ngoài Re Re = 0,5.mte.√ Z 1 2 + Z 2 2 = 141,38

Chiều rộng vành răng b b = Kbe.Re = 35,3

Chiều dài côn trung bình Rm Rm = Re – 0,5.b 3,73 Đường kính chia ngoài de de1 = mte.Z1 = 84 de2 = mte.Z2 = 270 Góc côn chia  1 = arctg (Z1/Z2) = 17,3 0

2 = 90 0 - 1 = 72,7 0 Chiều cao răng ngoài he he = 2.hte.mte + c = 6,6

Với hte = cos m = 1 c = 0,2.mte = 0,6 Chiều cao đầu răng ngoài hae hae1 = (hte + xn1.cosm).mte= 3,99

Với xn1 = x1 = 0,33 và hae2 = 2.hte.mte - hae1 = 2,01, chiều cao chân răng ngoài được tính như sau: hfe1 = he – hae1 = 2,61 và hfe2 = he – hae2 = 4,59 Đường kính đỉnh răng ngoài được xác định với dae1 = de1 + 2.hae1.cos1 = 91,61 và dae2 = de2 + 2.hae2.cos2 = 271,19 Đường kính trung bình được tính là dm1 = (1 - 0,5.b/Re).de1 = 73,51 và dm2 = (1 - 0,5.b/Re).de2 = 236,2 Cuối cùng, mođun vòng trung bình được tính theo công thức mtm = mte.Rm/Re.

Mođun pháp trung bình mnm mnm = (mte.Rm/Re).cosm

Thiết kế bộ truyền ngoài và tính trục, ổ lăn

2.2.1 Tính toán bộ truyền ngoài ( bộ truyền đai thang)

• Hệ số tải trọng động

1 Chọn loại đai và tiết diện đai

Chọn loại đai thang : đai thường

Tra đồ thị 4.1[1](trang 59) với các thông số P = 4,97 (kW) và n 1 = 980 (v/ph) ta chọn được tiết diện đai :

2 Chọn đường kính hai bánh đai d 1 và d 2

Tra bảng 4.13[1](trang 59) được giới hạn đường kính bánh đai nhỏ : 140 – 280 (mm)

Chọn d1 theo tiêu chuẩn cho trong bảng 4.21[1](trang 63) phần chú thich được d 1 =¿ 250 (mm)

Kiểm tra về vận tốc đai v= π × d 1 ×n 1

60000 = π × 60000 250× 980 = 12.83 (m/s) ¿ v max = 25 (m/s) v max = 25 (m/s) đối với đai thường

Chọn hệ số trượt ϵ = 0.02, do vậy d 2 =u × d 1 ×(1− 0,02) = 2,5 × 250 × (1 – 0,02 ) = 612,5 (mm)

Theo bảng 4.21[1] (trang 63) phần chú thích chọn d 2 = 630 (mm)

Tỷ số truyền thực tế u t = d 2 d 1 × (1− ε ) = 250 ×(1−0,02) 630 = 2,57Sai lệch tỷ số truyền

3 Xác định khoảng cách trục a

Dựa vào u t =2,57,tra bảng 4.14[1](trang 60), chọn d a

Dựa vào bảng 4.13[1](trang 59), chọn L theo tiêu chuẩn, L = 2800 (mm)

Số vòng chạy của đai trong 1(s) là: i= v

L = 12,83 2,8 = 4,58 (m/s) ¿ i max (m/s) (thỏa mãn) Tính chính xác khoảng cách trục: a= λ+ √ λ 2 − 8 ∆ 2

Xác định góc ôm trên bánh đai nhỏ α 1 = 180 ° −57 ° ( d 2 −d 1 ) a =¿ 138,68 °> ¿ 120 ° (thỏa mãn)

- P 1công suất trên trục bánh chủ động P 1 =¿ 4,97 (kW)

- [ P 0] : công suất cho phép Tra bảng 4.19[1](trang 62) hoặc bảng 4.20[1](trang

62) theo tiết diện đai B, d 1 =¿ 160 (mm), v=¿ 8,21 (m/s), được :

- K d : hệ số tải trọng động Tra bảng 4.7[1](trang 55), được K d =¿1,1

- C α : hệ số ảnh hưởng của góc ôm

Tra bảng 4.15[1](trang 61) với α 0 ° được C α =0,89

- C L : hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai Tra bảng 4.16[1](trang 61) với L L

- C u : hệ số ảnh hưởng của tỷ số truyền Tra bảng 4.17[1](trang 61) với u t =2,55 được C u =¿ 1,135

- C z : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai Tra bảng

5 Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Chọn bộ truyền tự động điều chỉnh lực căng thì F v =0 (N )

Do F v =0 (N ), thay số vào lực căng ban đầu ta được:

Lực tác dụng lên trục bánh đai

6 Tổng hợp các thông số của bộ truyền đai thang

Thông số Ký hiệu Kích thước

Loại đai Đường kính bánh đai nhỏ d 1 250 mm Đường kính bánh đai lớn d 2 630 mm

Góc ôm bánh đai nhỏ α 1 138,68 °

Lực tác dụng lên trục F r 698,85 N

Sử dụng thép C45, tôi cải thiện, có HB = 192…240,

b= 750 Mpa, b= 450 Mpa, Ứng suất xoắn cho phép [] = 10 30 Mpa

2.2.2.2 Tính sơ bộ đường kính trục d ksb = √ 3 0,2 T k [ τ ] (mm)

-Trục I chọn [] = 15Mpa, TI = 55671,31 N.mm

-Trục II chọn [] = 20 Mpa, TII = 158574,41 N.mm

Suy ra: d1 ≥ √ 3 0,2 T 1 [ τ ] = √ 3 55671,31 0,2.15 = 26,47(mm) Chọn theo tiêu chuẩn d1 0(mm) d2 ≥ √ 3 0,2 T 2 [ τ ] = √ 3 158571,41 0,2.20 = 34,09 (mm) Chọn theo tiêu chuẩn d2 = 40 (mm)

Chọn sơ bộ đường kính trục là:

- Chọn d1sb0 mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b01 mm.

- Chọn d2sb@ mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b02# mm.

2.2.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc i: số thứ tự chi tiết trên trục đó lắp các chi tiết truyền tải lki: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k lmki: chiều dài may-ơ của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục k. bki: chiều rộng vành răng thứ I trên trục k. lcki: khoảng công xôn (khoảng chìa ) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ lcki = 0,5.( lmki +b0) + k3 + hn

Chiều dài mayơ bánh đai : lm12 = ( 1,2…1,5)d1 = 36…45.Chọn lm12 = 40mm Chiều dài may ơ bánh răng côn thứ nhất trên trục I : lm13 = ( 1,2…1,4)d1

= 36…42 Chọn lm13 = 38 mm Chiều dài may ơ bánh răng côn thứ hai trên trục II : lm22 = ( 1,2…1,4)d2

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

-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2mm;

-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3mm;

-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn mm

+ Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ 1 trên trục I: l 11 =(2,5 ÷ 3) d 1 =( 2,5÷ 3).30=( 75÷ 90) ,[mm]

+ Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ 2 trên trục I : l12=- l 12 =0,5.( l m12 +b 01 ) + k 3 + h n ¿ 0,5 ( 40+19)+15+17a,5 [mm ]

+ Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ 3 trên trục I : l 13 =l m13 + l 11 + k 1 + k 2 + 0,5( b 01 −b 13 cos δ 1 ) ¿ 38+80+ 10+ 10+0,5 (19−35,3 cos17,3)0,6 [ mm]

+ Chiều dài may ơ nửa khớp nối : lk=(1,4…2,5).d2=(1,4…2,5).40=(56…100)(mm)

2.2.2.4 Các lực tác dụng lên trục

2.2.2.4.1 Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục a Tính toán trên trục I

Trộng ma%t phaUng thaUng đưng zy, phương trình can baWng mộmện:

Phương trình cân bằng lực theo trục y :

Trong mặt phẳng nằm ngang zx, phương trình cân bằng momen:

Phương trình can baWng lưc thệộ truc x:

SƠ ĐỒ MOMEN LỰC TRỤC I

Tiết diện nguy hiểm nhất tại C:

Suy ra: dC ≥ √ 3 0,1 M tdC [ σ ] = √ 3 96729,12 0,1.67 = 24,34 mm

Tại tiết diện mặt cắt B nguy hiểm sau C :

Tại tiết diện mặt cắt D :

Với lực tác dụng tại các mặt cắt đường kính tính được ta chọn như sau : dC = dB %mm và dA = dD "mm

- Kiểm nghiệm độ bền dập và bền cắt đối với then bằng :

Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt theo công thức :

Trong bài viết này, chúng ta xem xét tỉ lệ ứng suất cắt trượt tối đa [c] và ứng suất dọc [ d] với giá trị 100 MPa Theo bảng 9.5, ứng suất cắt trượt lớn hơn 5% và [c] dao động từ 40 đến 60 MPa được coi là ứng suất cắt trượt tối đa Với chiều dài lt = 0,8lm, các thông số này cần được chú ý để đảm bảo tính chính xác trong thiết kế và phân tích kết cấu.

Ta cộ chiệu dai can thiệ't đươc thệộ chì tiệu ưng sua't ca0t như sau : lct ¿ K T d b [τ c ] = 1.55671,31

K : hệ sộ' tai trộng (1 ÷ 3 ) Khi lct ≤ 0,8B ta la'y l=0,8B va lt=l-b Đường kính (mm)

Chiều dài làm việc của then lt (mm)

- Kiệ.m nghiệm thện thệộ hệ sộ' an tộan :

Vat liệu truc: thệp C45, tội cai thiện.

Hệ sộ' xệt đệ'n anh hương tap trung tai trộng: K  , K 

Tra bang 10.12 ta cộ: K = 2,01 Tra bang 10.12 ta cộ : K = 1,88

Hệ sộ' ta%ng bện bệ ma%t:

 = 1,5 tra thệộ bang 10.9 tai liệu [3] ưng vơi trương hơp phun bi.

Hệ sộ' xệt đệ'n anh hương cua ưng sua't trung bình :

Thông số Đường kính(mm)

Trộng độ : khi tru đa%c: W=0,1.d 3 ;W0=0,2.d 3 khi truc cộ một thện: W=(π.d 3 )/32 –b.t.(d-t) 2 /(2.d) ;

W0=(π.d 3 )/16 - b.t.(d-t) 2 /(2.d) Bảng kiểm nghiệm hệ số an toàn s :

Trong đó, [s] hệ số an toàn cho phép thông thường nằm trong khoảng 1,5 ÷ 2,5; khi [s] = 2,5 ÷3 ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng. Đường kính d

Trục I 22 D 0,88 0,81 109,76 14,44 2,08 8,5 3,67 trong đó: εσ , ετ là hệ số kích thước tra trong bảng 10.10 (T198[1]) : σa , τa là biên độ của ứng suất tính theo: σ a =σ max = M

2 × 1927,38 ,44 sσ , sτ là hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn: s σ = σ −1

Khi đó hệ số an toàn kiểm nghiệm cho trục là : s= s σ s τ

Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn cho thấy các đoạn trục đều đáp ứng yêu cầu về độ bền mỏi Bên cạnh đó, trục còn đảm bảo độ cứng cần thiết.

Trộng ma%t phaUng thaUng đưng zy, phương trình can baWng mộmện:

Phương trình cân bằng lặc theo trục y:

Trong mặt phẳng nằm ngang zx, phương trình cân bằng momen:

Phương trình can baWng lưc thệộ truc x:

R BX  RDX Fkn +Ft2  0  RBX  1325,13 + 609,9 – 1514,65  420,38 [N]

SƠ ĐỒ MOMEN LỰC TRỤC II

Tại mặt cắt C chịu lực lớn nhất :

Suy ra: dC ≥ √ 3 0,1 M tdC [ σ ] = √ 3 162423,58 0,1.55 0,9 mm

Theo tiêu chuẩn, để phù hợp với kết cấu ta chọn dC3 mm

Momen uốn : MB=MBY= Fkn.85= 609,9.85 = 51841,5 N.mm

Suy ra: dB ≥ √ 3 0,1 M tdB [ σ ] = √ 3 146788,7 0,1.55 ),8 mm

Theo tiêu chuẩn, để phù hợp với kết cấu ta chọn dD=dB0 mm Đường kính trục tại A là dA(mm

Ta cộ chiệu dai can thiệ't đươc thệộ chì tiệu ưng sua't ca0t như sau : lct ¿ K T d b [ τ c ] = 1.158574,41

K : hệ sộ' tai trộng (1 ÷ 3 ) Khi lct ≤ 0,8B ta la'y l=0,8B va lt=l-b

- Kiểm nghiệm độ bền dập và bền cắt đối với then bằng :

Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt theo công thức :

Trong bài viết này, chúng ta xem xét điều kiện chịu tải của vật liệu với ứng suất cắt tối đa [τc] trống độ [σd] là 100 MPa, dựa trên bảng 9.5 Khi ứng suất cắt lớn hơn 5% so với giá trị này, [τc] sẽ dao động trong khoảng 40 đến 60 MPa, cho thấy ứng suất cắt có thể đạt được Đối với chiều dài l = l - b, chúng ta cần chú ý đến các yếu tố ảnh hưởng đến tính toán ứng suất trong các tình huống cụ thể.

Bang kiệ.m nghiệm thện : Đường kính

Chiều dài làm việc của then lt

- Kiệ.m nghiệm thện thệộ hệ sộ' an tộan :

Vat liệu truc: thệp C45, tội cai thiện.

Hệ sộ' xệt đệ'n anh hương tap trung tai trộng: K  , K 

Hệ sộ' ta%ng bện bệ ma%t: K = 1,88

 = 1,7 tra thệộ bang 10.4 tai liệu [3] ưng vơi trương hơp phun bi.

Hệ sộ' xệt đệ'n anh hương cua ưng sua't trung bình :

Thông số Đường kính(mm)

Trộng độ : khi tru đa%c: W=0,1.d 3 ;W0=0,2.d 3 khi truc cộ một thện W=(π.d 3 )/32 –b.t.(d-t) 2 /(2.d);

W0=(π.d 3 )/16 - b.t.(d-t) 2 /(2.d) Bảng kiểm nghiệm hệ số an toàn s :

Trong đó, [s] hệ số an toàn cho phép thông thường 1,5 ÷ 2,5; khi [s] = 2,5 ÷3 ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng. Đường kính d

Trục I 33 D 0,88 0,81 35,09 11,79 6,45 4,47 3,67 trong đó: εσ , ετ là hệ số kích thước tra trong bảng 10.10 (T198[1]) : σa , τa là biên độ của ứng suất tính theo: σ a =σ max = M

2 × 6462,27 ,3 sσ , sτ là hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn: s σ = σ −1

Khi đó hệ số an toàn kiểm nghiệm cho trục là : s= s σ s τ

Kết quả kiểm nghiệm cho thấy các đoạn trục đều đạt yêu cầu về hệ số an toàn theo tiêu chuẩn độ bền mỏi, đồng thời đảm bảo độ cứng cần thiết.

* Trục I Đương kình ngộ#ng truc la d% mm.

Tiệ'n hanh chộn ộ đơ#-cha%n (ộ đu#a)

Sộ' vộng quay nd5 vg/ph, tuộ.i thộ Lh000 giơ,  = 36 ộ

Lưc hương tam tac dung lện ộ B:

Lưc hương tam tac dung lện ộ C :

Tai trộng dộc truc dộ banh ra%ng cộn gay ra: Fa1 = 526,34 N

Thệộ bang 11.3, hệ sộ' tai trộng dộc truc e  1, 5tg  1, 5.tg36o  1.08

Thành phần lực dọc trục sinh ra do lực hướng tâm gây nên :

Theo phương án bố trí ổ thứ nhất trong bảng 11.5 trang 218, tải trọng dọc trục được tính toán như sau: Tại ổ bên phải, lực Faph được xác định là 1765,52 N, tính từ S2 trừ đi Fa (2291,86 - 526,34) Còn tại ổ bên trái, lực Fatr là 1937,68 N, được tính bằng tổng S1 và Fa (1411,79 + 526,34).

Ta tính chọn ổ theo ổ bên trái vì có tải trọng tác dụng lớn hơn.

Chọn K  1do tải trọng tĩnh, K  1 và V  1 do vòng trong quay

Vì tỉ số Ftr / FrB = 1937,68 /1574,79 = 1,23 > ệ = 1,08

Dộ dộ thệộ bang 11.4 tra đươc X = 0,4 va Y= 0,4cộtgα =0,55

Tai trộng quy ươc tình thệộ cộng thưc 11.12

Tuộ.i thộ tình baWng triệu vộng:

Kha na%ng tai động tình tộan:

Tra bảng phụ lục P2.11 ta chọn ổ cỡ nhẹ ký hiệu 7205 với C = 23900 N

Số vòng quay tới hạn khi bôi trơn bằng mỡ được tính theo công thức nth = [d m n] k dm 1 k 2 k 3, trong đó k1 = 1 cho dm < 100 mm, k2 = 1 cho ổ cỡ nhẹ và k3 = 0,9 khi thời gian Lh < 20000 giờ Đường kính vòng tròn qua tâm các con lăn là 38,5 mm, và hệ số bôi trơn bằng mỡ của ổ đũa côn được tra cứu từ bảng 11.7 trang 222.

Vậy vận tốc vòng quay là đạt yêu cầu.

Tuổi thọ tính bằng giờ :

* Trục II Đương kình ngộ#ng truc la d= 30 mm.

Tiệ'n hanh chộn ộ đơ# - cha%n (ộ đu#a)

Sộ' vộng quay n2!5 vg/ph, tuộ.i thộ Lh000 giơ,  6 ộ

Lưc hương tam tac dung lện ộ B:

Lưc hương tam tac dung lện ộ D :

Tai trộng dộc truc dộ banh ra%ng cộn gay ra:

Fa2 = 526,34 N Thệộ bang 11.3, hệ sộ' tai trộng dộc truc : e  1, 5tg  1, 5.tg36o  1,08

Thành phần lực dọc trục sinh ra do lực hướng tâm gây nên:

Theo phương án bố trí ổ thứ nhất bảng 11.5 trang 218, tải trọng dọc trục được tính toán như sau: Ổ bên trái có tải trọng Fatr = Fa = 527,42 N do S1 < Fa Trong khi đó, ổ bên phải có tải trọng Faph = S2 + Fa = 1336,12 N + 526,34 N = 1772,52 N.

Ta chọn ổ theo ổ bên phải vì có tải trọng tác dụng lớn hơn.

Chọn K  1do tải trọng tĩnh , K  1 và V  1 do vòng trong quay

Vì tỉ số Faph / FrD = 1772,52/1390,21 = 1,27 > e = 1,08

Dộ dộ thệộ bang 11.4 tra đươc X = 0,4 va Y= 0,4cộtgα =0,55

Tai trộng quy ươc tình thệộ cộng thưc 11.22

Tuộ.i thộ tình baWng triệu vộng:

10 6 6,4 triệu vộng Kha na%ng tai động tình tộan:

Tra bảng phụ lục P2.11 ta chọn ổ cỡ nhẹ,vừa ký hiệu 7206 với C = 29,8 KN

Số vòng quay tới hạn khi bôi trơn bằng mỡ được tính bằng công thức nth = [d m n] k dm 1 k 2 k 3, với kết quả là 4891,3 (ph v) Hệ số bôi trơn bằng mỡ của ổ đũa côn được tra cứu trong bảng 11.7, với đường kính vòng tròn qua tâm các con lăn là 46 mm Hệ số kích thước k1 = 1 cho dm < 100, hệ số cỡ ổ k2 = 1 cho ổ cỡ nhẹ, và hệ số tuổi thọ k3 = 0,9 khi thời gian Lh < 20000 giờ Do đó, vận tốc vòng quay đạt yêu cầu.

Tuổi thọ tính bằng giờ :

Tính và chọn các chi tiết khác

2.3.1 Thiết kế các chi tiết nối đỡ.

Dung nộ'i truc đan hội ơ truc 2

Tra bảng 16.1[2], với loại máy công tác là thùng trộn, ta có: k =2 ÷3 chọn k=2,5.

Nối trục đàn hồi được trang bị bộ phận đàn hồi, giúp giảm thiểu va đập và chấn động, đồng thời ngăn ngừa hiện tượng cổng hưởng do dao động xoắn gây ra và bù đắp cho độ lệch trục.

Mômen tính Tt=k.T=2,5 158,574 = 396,4 Nm