Đồ án Thiết kế một máy nâng tải trọng nâng hai tấn

ai má t Z Q(KN) GD2 3000 700 90 270 280 2 52 31 50.8 12 160 8.9 c)Kiểm nghiệm theo hệ số an tồn S = ³ {S} Q: tải trọng phá hỏng Ft : lực vòng + Ft = + Do = =196.3(mm). + k=0.2 + Mt’ = 2539 (Nm) + {S} = 7, hệ số an tồn + n3 = 30.88 (vong /phut) Þ S = 20.6 > {S} Vậy đủ bền. 6) Chọn động cơ điện: + Công thức tĩnh khi nâng vật : Nlv = = = 5.2(KW) + Công suất tương đương: Ntd = = = 4.25 (KW) + Hiệu suất của bộ truyền : +h = hp . ht . h0l4.hK.hhmscn.hmscc =0.776 Với: + hp = 0.99 : hiệu suất palăng + ht = 0.96 : hiệu suất tang + h0l = 0.99 : hiệu suất ổ lăn + hk = 0.99 :hiệu suất khớp + h mscn = 0.96:hiệu suất bộ truyền cấp nhanh + hmscc = 0.98 :hiệu suất bộ truyền cấp chậm + Công suất cần thiết trên trục động cơ: Nct = = 5.48 (kw) Chọn động cơ điện xoay chiều ba pha, số hiệu 4A1326Y3 + Công suất: p = 5.5 ( KW) + Tốc độ danh nghĩa: n = 960 (vòng/ phút) + Hệ số quá tải : =2.2 II. Phân phối Tỷ số truyền chung: a) Tỷ số truyền chung Tỷ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang: i0 = = 960/30.8 = 31.1 Với: nt là Số vòng quay của tang để đảm bảo vận tốc nâng cho trước nt = = 30.8 (vòng/phút) Theo ( 3.12)-[1], ta có: ub r 1 = 0.7332 u 0.6438 = 6.7 Tỷ số truyền cấp thứ hai là : ub r 2 = 31.1/6.7 = 4.64 Vậy: + Tỷ số tuyền bánh răng cấp nhanh u1 =6.7. + Tỷ số truyền bánh răng cấp chậm u2 =4.46 + Tỷ số truyền chung la : uo = 31.1. b) Số vòng quay trên mỗi trục: + nI = nD C = 960 (vòng / phút). + nII = nI/ u 1 = 143.28 (vòng / phút). + nIII = n2 /u2 = 30.88 (vòng / phút). Từ đó ta có : BẢNG PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN Trục Thông số I II III Số vòng quay (vòng/phút) 960 143.8 30.88 Tỉ số truyền 6.7 4.64 Công suất trên trục(KW) 4.98 4.65 4.42 Mô men xoắn T(Nmm) 48645 309935 1366936 PHẦN V TÍNH TỐN TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG Chọn vật liệu: Ta chọn vật liệu cặp bánh răng này vật liệu như nhau, bảng ( 6-1)-[1]. + Bánh răng nhỏ thép 45, tôi cải thiện có độ rắn HB1 = 241.. 285 có db1 = 850 Mpa; dch1 = 850 Mpa. + Bánh lớn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB2 = 192…240 có = 730 Mpa; = 430 Mpa II) Ứùng suất cho phép : a). ứng suất tiếp xúc cho phép HB = 180 ...350. = 2 HB + 70 ; S z = 1.1 : hệ số an tồn dFlim = 1.8HB ; SF = 1.75 :hệ số an tồn Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 245 Chọn độ rắn bánh răng lớn û HB2 = 230 khi đó : dH lim1 = 2HB1 +70 =560 MPA dFlim1 = 1.8HB2 =441 MPA dH lìm2 = 414 MPA d Flim2 =470 MPA + Hệ số tuổi thọ KHL = Với HB £ 350 Þ mH = 6 (mH : bậc của đường cong mỏi). + NHO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO = 30 = 30* 2302.4 = 1.4 107 + Thời gian làm việc tính bằng giờ TS =21*365*A**Kn*Kng Trong đó A = 10 năm Kn = 0.5 : hệ số tuổi thọ Kng = 0.67 : hệ số sử dụng theo ngày Þ TS = 29346 (giờ) + Theo (6-7)-[1], ta có : NHE =60*c*S(Ti/Tmax)3*ni*ti C = 1, Cặp bánh răng ăn khớp ni : Vận tốc làm việc của trục thứ i ti : Thời gian làm việc trong một chu kỳ Ti: Mômen xoắn thứ i trong một chu kỳ Tmax : Mômen lớn nhất trong một chu kỳ Vậy: NHE = 60*1*143.28*29346(12*0.6+0.53 *0.2 +0.33*0.2) =15.9 107 + NHE1 > NHO1 Þ ta chọn NHE 1 =1 Tương tự ta có: + NHE2 >NHO2 Þ KHL2 = 1 Như vậy theo (6- 2)[1], ta xác địng sơ bộ {dH} = dHlim .KHL/SH +{dH1} = 560/1.1 = 509 (Mpa) + {dH2} = 470/1.1 = 445 (MPa) Vì đây là cặp bánh răng trụ răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép là: {dH} = min({dH1} ; {dH2}) = 445 MPa b) Ứng suất uốn khi quá tải df =dFlim .KHL.KFC/SF Theo (6-7)-[1], ta có: NFE = 60 . C . .ni . ti Trong đó: ni : Vận tốc làm việc của trục thứ i ti : Thời gian làm việc trong một chu kỳ Ti: Mômen xoắn thứ i trong một chu kỳ Tmax : Mômen lớn nhất trong một chu ky mF = 6 Þ NFÉ1 = 60*1*29346*143.28(16*0.6+0.56*0.2+0.36*0.2) =15.9 107 với NFE1 > NFeo; ta chọn KFL1 = 1 Tương tự ta có : NFE2 > NFEo ta chọn KFL2 = 1 Theo (6-2a) –[1], Với bộ truyền quay hai chiều chọn KFC = 0.8 Vậy với các số liệu như trên ta tính được : {dF1} = 201.6 MPa {dF2} = 189.1 MPa c) Ứng suất uốn khi quá tải = 2,8 . = 2,8 . 450 = 1260 Mpa = 0,8 . = 0,8 . 580 = 464 Mpa = 0,8 . = 0,8 . 450 = 360 Mpa III) xác định những thông số cơ bản của bộ truyền 1) Tính tốn bộ tryền bánh răng cấp nhanh a) Khoảng cách trục: aw= k*a*(u1+1)3 + Ka = 49.5: Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng trụrăng thẳng (thép – thép). + T1 = 48645 N.mm + [dH] = 481,81 Mpa + Tỉ số truyền u = 6.7 + = 0,3 (răng thẳng không đối xứng), (bảng 6-6)-[1]. + KH:hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng = 0,5.(u+1) = 1.223 với = 1.223 Þ tra bảng ( 6.7 )-[1], sơ đồ 5 Þ KH = 1,2 aw = 49.5*(6.7+1) = 201 (mm) Xác định cáa thông số ăn khớp: Mô đun m = (0,01…0,12)aw = 2.01…4.02 chọn m = 3 Số răng Z1 = = Þ chọn Z1 = 17 Z2 = u.Z1 = 6.7*17 = 113.9 Þ chọn Z2=114 * Tính lại khoảng cách trục: aw = = * Xác định hệ số dịch chỉnh : y = Vậy đây là cặp bánh răng không dịch chỉnh Þ Ky = 0, xt =0 + Góc ăn khớp cos=m.cos Þ cos = 0.93969; =200 + Tính lại tỷ số truyền thực: u1 = 114/17 =6.7 c) kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc Ưùng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng thoả mản điều kiện tiếp xúc theo (6-33)-[1] = ZMZHZ Với : ZM = 274 MPa1/ 3 (bánh răng thẳng vật liệu thép_thép) ZM : hệ số tính đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = = = 1.763 Z : hệ số tính đến sự trùng khớp của răng thẳng =0 =[1,88-3,2cos] = 1.66 Þ Z = Đường kính vòng lăn bánh răng : dw1 = = Bề rộng răng: b = x a = 58.95 K: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. K = KxKKHV Với KH = 1 (bánh răng thẳng) KHb =1.2 V = = 2.56 ( m/s) Với: n1= 960 dw1 = 51 ( mm ) Theo bảng (6_13_)dùng cấp chính xác 8 + Tra bảng( 6.16)-[1] go= 56 + Tra bảng (6.15)-[1] với HB 350 = 0.006 =.go.v. = 0,006.56.2.56 = 4 KHV : Hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp KHV = 1+ = 1+ K = 1.2*1.09*1.11 =1.45 =ZMxZHxZ= 274.1,0.776 = 386 (MPa) = 381 Mpa Nhận xét: Vì chênh lệch dH và SH quá lớn nên ta giảm chiều rộng của bánh răng xuống : bw =fba. aw.=0.3*196.5*=44.35 (mm) Ta chọn chiều rộng của bánh răng là bw =45(mm) d) Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn Để đảm bảo điều kiện uốn cho răng ứng suất sinh ra tại chân răng không vượt quá một giới hạn cho phép = = Trong đó: + Ye : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng + Ye = = (1/1.66) = 0.6 + YF1,YF2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 + ZV1 = Z1 = 17 ; ZV2 = Z2 = 114 và hệ số dịch chỉnh x Tra bảng (6.18)-[1] YF1 = 4.22 và YF2 = 2. Y =1 bánh răng thẳng Yr =1 bánh răng phay + KF = KxKxKFV với =0.72 Tra bảng( 6.7)-[1], Sơ đồ 5 kF B = 1.41 Tra bảng(6.15)-[1], dF= 0.016 Tra bảng(6.16)-[1] , go =56 = 0,016.56.2.56 =12. =1+=1.164 Vậy KF = 1.164*1.41*1.27 = 2.08 = =75.25(Mpa) =(Mpa) < = 201.6 (Mpa) va ø dF 2 < {dF }2 = 189.1 (Mpa) Trong đó : {dF }1 = {dF1}*Yr*Ys* KxF = 201.6*1*1*1 = 201.6 (MPa) {dF }2 = {dF2}*Yr*Ys* KxF = 189.1*1*1*1 = 189.1 (MPa) Với : KxF = 1 ( do da <400 mm). Yr = 1 bánh răng phay Ys= 1.08 – 0.06*ln3 = 1 {dF1 } = 201.6 (MPa) : ứng suất uớn cho phép {dF2 } = 189.1 (MPa ) : ứng suất uớn cho phep Như vậy cặp bánh răng cấp chậm đảm bảo độ bền uốn e) Kiểm ngiệm răng về quá tải Hệ số quá tải Kqt=2.2 Với: + dH1 max = dH1 = 441.4* = 654.7 (MPa) + dF1 max = dF*Kqt = 156.7 (MPa) và dH1 max <{dH} max = 2.8.dch 1 = 1260 (MPa) dF1 max <{ dF}max = 0.8.dch = 464 (MPA ) Như vậy cặp bánh răng cấp chậm đảm bảo độ bền quá tải f) Các thông số của bộ truyền cấp nhanh Khoảng cách trục aw= 196.5 mm Mô đun m=3 Chiều rộng vành răng bw=45 mm Tỉ số truyền u=6.7 Số răng bánh răng Z1= 17 ,Z2=114 Hệ số dịch chỉnh x=0 Đường kính vòng chia d1=m.Z1= 51 mm ; d2=m.Z2= 342 mm Đường kính đỉnh răng da 1=d1+2.m= 57 mm ; da 2=d2+2.m= 348 mm Đường kính đáy răng df 1=d1_-2.5xm= 43.5 mm df 2=d2-2.5xm= 334.5 mm 2) Tính tốn bộ truyền bánh răng chậm: Dùng vật liệu giống vật liệu chế tạo bánh răng cấp chậm Ứng suất tiếp xúc cho phép : []’= ( []1+ []2 ) =( 509.091 + 481.818 ) =495.45(Mpa) b) Ứng suất uốn cho phép : [ ]1 = 252 (Mpa ) [ ]2 =236.572 (Mpa ) c) Ứng suất cho phép khi quá tải : []max = 1260 (Mpa ) [] max1= 464 (Mpa ) [ ]max 2 =360 (Mpa ) d) Xác định những thông số cơ bản của bộ truyền Khoảng cách trục aw = ka ( u + 1) x Với ka = 49.5 ( vật liệu làm bánh răng thép –thép , răng thẳng ) T2 = 309935 (Nmm ) {dH} = 445 MPa = 0.4 (vị trí bánh răng không đối xứng ) = 0.5 x ( u + 1 ) = 0.5 x0.4 (4.64 +1 ) = 1.092 kH = 1.07( tra bảng (6.7)-[1], sơ đồ b với = 1.092 ) Vậy aw = 49.5 ( 4.6 4+1 ) = 269.8 (m m) e) Xác định các thông của bộ truyền: Ta có: mô đun m =(0.01 ….0.02 )aw = 2.69…5.28 chọn m = 3 số răng Z1 = =31.98 Þ chọn Z1 = 32 z2 = u.z1 = 32*4.64 =148.48 chọn Z2 = 149 Tính lại khoảng cách trục aw = = Góc ăn khớp cos = ( Z1 +Z2 )x m xcos / 2xaw = cos 20 Þ = 200 Tính lại tỷ số truyền thực:u2 =(Z1 +Z2) /2 =4.66 Hệ số dịch chỉnh :y =aw2/m -0.5(Z1+Z2) =0. Vậy đây không phải là cặp bánh răng dịch chỉnh Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc = ZMxZHxZ x Với ZM = 274 (Mpa )1/3 (vật liệu thép –thép , bánh răng thẳng) ZH = = = 1.764 (bảng (6-5)-[1]) = 0 (răng thẳng) Z= {1.88 –3.2(1/Z1 +1/Z2 )*cosb = 1.759 Þ = 0.754 + dw1 = 2.aw/(u+1) = 95.94 (mm) + bw =aw = 108.6 (mm) + KH = KH.KH.KHV Với : KH=1,095 KH=1 KHV , được tính như sau: V = 3,14.n1.dw2/60000 = 0.719 ( m/s) V < 6 ( m/s) chọn cấp chính xác là 9 Tra bảng( 6.16)-[1], g0= 56 Tra bảng (6.15), = 0.006 = 0,006.56.2,56. KHV = 1+ = 1+ Þ KH=KH.KH.KHV=1.07*1.13*1.04 = 1.258 Vậy : dH=274*1.764*0.6734*=358(MPa) < =495,454 (Mpa) Do chênh lệch quá lớn giữa và, nên ta phải giảm chiều rộng vành răng thành bw2 = jba.aw2.(dH/{dH})2 = 0.4*271.5*(358/445)2 = 70.28 (mm) Ta chọn bw2 = 71 (mm) Kiểm tra lại thì: dH = 439 MPA < {dH} = 445 ( Mpa). Vậy cặp bánh răng cấp chậm đảm bảo độ bền tiếp xúc g) Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn: Theo (6.43)-[1]: với =1/1.175 =0.56=0,602 Zv 1=Z1=32 và Zv 2=Z2=149 ( Hệ số dịch chỉnh x=0 ) YF 1 =3.8 YF 2 =3.6 Y=1 ( bánh răng thẳng ) KF = KF.KH.KHV + Mà KF=1.16 ( với =0,7 tra bảng 96.7)-[1], sơ đồ 3) + Và .KH =1.37 (bánh răng thẳng ) Theo bảng (6- 15)-[1] = 0,016 (tra bảng 96.15)-[1]) g0 = 3 ( tra bảng( 6.16)-[1] = 0,016*0.016*0.719(2751.5/4.664)0.5 = 6.41 KFV=1+= 1+ (6.41*71*95.94) /(2*309935*1.16*1.37 = 1.05 KF = 1.16*1.37*1.05 = 1.67 vậy: dF1= 109.53( MPA) < {dF1} = 201.6 (MPa) dF2 = 103.76( MPA) < {dF2} = 189.1 (MPa) (Trong đó thì {dF1} và{dF2} được tính như phần kiểm bền ) Như vậy cặp bánh răng cấp nhanh đảm bảo độ bền uốn h). Kiểm nghiệm về quá tải: Theo (6-48)-[1], Với hệ số quá tải Kqt = (Tmax / T) = 2.2 thì +dH1 max = dH = 439* = 651 (Mpa) < {dH max} =1260 (Mpa) + dF1 max = dF2* Kqt = 109.56*2.2 = 241 (Mpa ) <{dF1} = 241 (Mpa) + dF2 max = dF2*Kqt = 103.76*2.2 = 228 (Mpa) < {dF2} = 228 (Mpa) Như vậy cặp bánh răng cấp nhanh đảm bảo độ bền quá tải i). Những thông số bộ truyền cấp nhanh Khoảng cách trục aw = 271.5 (mm) Mô đun m = 3 Chiều sâu vành răng bw = 71 (mm) Tỉ số truyền u = 4.64 Số răng bánh răng Z1 = 32 , Z2=149 Hệ số dịch chỉnh x = 0 Đường kính vòng chia d1 = m.Z1 = 96 ( mm) d 2 = m.Z2 = 435 (mm) Đường kính đỉnh răng da 1 = d1+ 2.m = 102 ( mm) da 2 = d2+2.m = 453 (mm) Đường kính đáy răng df 1 = d1-2,5.m = 88.5 ( mm) df 2 = d2-2,5.m = 439.5 (mm ) PHẦN VI TÍNH TRỤC VÀ TANG I) Chọn vật liệu chế tạo trục : là thép 45,tôi cải thiện có HB = 241…285 =850 (Mpa) và =880 (Mpa) II ) Tính sơ bộ trục: Đường kính trục xác định bằng mô men xoắn theo công thức d với [] = 20 (Mpa) Đường kính trục I d1 = = 23 (mm) Chọn d1 = 25 (mm) Đường kính trục II d2 = = 42.6 (mm) chọn d2=45 (mm) Đường kính trục III d3 = = 70 (mm) Chọn d3=75 (mm) III) Tính chính xác: a) Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và chi tiết quay: - Từ đường kính trục xác định gần đúng đường kính ổ lăn b0 ( tra bảng 10.2 ) d1=25 mm b01=17 mm d2=45 mm b02= 25 mm d3=75 mm b03=37 mm - Ta có: c = (b03/2) + k1 + k2 +1,3(bw2/2) = 37/2 + 10 + 10 + 1,3.71/2 = 84,65 (mm) b = 1,3(bw2/2) + k1 + (1,3.bw1/2) = 1,3.71/2 + 10 + 1,3.45/2 =85,4 (mm) a = 1,3(bw2/2) + k1 + k2 + (b03/2) = 1,3.45/2 + 10 + 10 +37/2 =67.75 (mm) l1 = Lk1/2+ k3 + hn + b01/2 = 112/2 + 15 + 20 + 17/2 = 99.5 (mm) l2 =Lk2/2 + k3 + hn + b03/2 = 85/2 + 15 + 20 + 37/2 =96 (mm) với: + k1=10 mm, là khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay + k2 =10 mm, là khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của ổ + b03= 75 mm, là chiều rộng ổ lăn trên trục III + b01= 17 mm, là chiều rộng ổ lăn trên trục I + bw1 = 1,3.45/2, là chiều rộng may ơ bánh răng thứ nhất + bw2 = 1,3.71/2, là chiều rộng may ơ bánh răng thứ hai + lk1 = 112, là khoảng cách từ ổ lăn đến khớp nối vòng đàn hồi + lk1 = 85, là khoảng cách từ ổ lăn đến khớp nối xích con lăn + k3 = 15, là khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ + hn = 20 , là chiều cao nắp ổ và đầu bulông b) Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục: + Trục I : gồm bánh nhỏ cấp nhanh (bánh 1) và khớp nối vòng đàn hồi Lực vòng Ft 1=2.TI/dw1= 2.48645/51 = 1908 (N) Lực hướng tâm Fr1=Ft1.tg=1908.tg20= 694 (N) Lực hướng tâm do khớp nối vòng đàn hồi tác dụng lên trục FxA =(0,2…0,3)TI/Do = 0,25.2.48645/126 = 139 (N) Với: + dw1: đường kính vòng chia bánh răng thứ nhất + Do: đường kính vòng tâm chốt của khớp nối vòng đàn hồi -Xác định phản lực MxD = (170,05 + 67,75).FyD – 67.75.Fr1 = O (1) MyD = (99,5 + 170,05 + 67,75)FxA -67,75.Ft1 = O (2) Fx = - FxA – FxB – FxD + Fr1 = O (3) Fy = - Ft1 + FyB +FyD = O (4) Từ (1), (2), (3), (4), ta được: FyB = 198 (N); FyD = 496 (N); FxB = 346 (N); FxD = 1423 (N) -Vẽ biểu đồ mômen uốn và xoắn: -Tính mô men tương để xác định đường kính tại các tiết diện: + Tại A: M = 0 Mtđ = TI = 48645 (N.mm ) dA ³ = =19,08 (mm) Với: {s} = 70 (Mpa), bảng (7-2) Chọn: dA = 24 (mm) + Tại B: Mx = 0 Mtđ = = = 50572 (N.mm ) dB ³ = =19.33 (mm) Chọn: dB= dD = 25 (mm), (cùng ổ lăn) + Tại C: Mtđ = = = 113093 (N.mm ) dC ³ = =25,28 (mm) Chọn: dC = 27 (mm) + Trục II : gồm bánh nhỏ và bánh lớn của trục trung gian Lực vòng Ft 11= Ft1 = 1908 (N) Ft2 = 2TII/dw2 = 2.309935/96 = 6461 (N) Lực hướng tâm Fr11 = Fr1= 694 (N) Fr2 = Ft2.tg=6461.tg20= 6461.0,364 = 2351 (N) Xác định phản lực : MxD = -237.8.FyB – 153.15.Fr2 + 67,65.Fr11= O (1) MyD = 237,8.FxD – 153,15.Ft2 – 67,75.Ft11 = O (2) Fx = - Ft2 + FxB + FxD - Ft11 = O (3) Fy = Fr11 + FyB +FyD – Fr11 = O (4) Từ (1), (2), (3), (4), ta được: FyB = 317 (N); FyD = 1330 (N); FxB = 4705 (N); FxD = 3664 (N) -Vẽ biểu đồ mômen uôn và xoắn: -Tính mô men tương để xác định đường kính tại các tiết diện: + Tại E: Mtđ = = = 505421 (N.mm ) dE³ = =43.8 (mm) Với: {s} = 65 (Mpa), bảng (7-2) Chọn: dE = 50 (mm) + Tại C: Mtđ = = = 407185 (N.mm ) dC ³ = =40,8 (mm) Chọn: dC= 50 (mm) + Tại B, D: Chọn: dD =dB = 45 (mm) + Trục III : gồm bánh lớn cấp nhanh (bánh 4) và khớp nối xích con lăn Lực vòng Ft 3= Ft2 = 6461 (N) Lực hướng tâm Fr3=Ft2 =2351 (N) Lực hướng tâm do khớp nối vòng đàn hồi tác dụng lên trục FxA =(0,2…0,3)TIII/Do = 0,25.2.1366936/185 = 3694(N) Với: + Do: đường kính vòng chia của đĩa xích -Xác định phản lực MxD = 237,8.FBy – 153,15.Fr3 = O (1) MyD = 333,8FxA -237,8.Ft1 – 153,15. Ft3 = O (2) Fx = - FxA + FxB – FxD + Ft3 = O (3) Fy =Fr3 - FyB +FyD = O (4) Từ (1), (2), (3), (4), ta được: FyB = 1514 (N); FyD = 837 (N); FxB = 1024 (N); FxD = 3791 (N) -Vẽ biểu đồ mômen uốn và xoắn: -Tính mô men tương để xác định đường kính tại các tiết diện: + Tại A: M = 0 Mtđ = TIII = 1366986 (N.mm ) dA ³ = =50.8 (mm) Với: {s} = 65 (Mpa), bảng (7-2) Chọn: dA = dD = 60 (mm), (cùng ổ lăn) + Tại B: Mtđ = = = 1412187 (N.mm ) dB ³ = =60,7 (mm) Chọn: dB = 65 (mm) + Tại C: Mtđ = = = 1409732 (N.mm ) dC ³ = =61,85 (mm) Chọn: dC = 70 (mm) IV) Tính trục tang Chọn vật liệu chế tạo trục là gang xám 1) Tính sơ bộ trục Đường kính trục xác định bằng mô men xoắn theo công thức D với = 20 (Mpa) Đường kính trục tang Dt = = 70 (mm) Chọn dt = 75 (mm) 2) Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và chi tiết quay: -Từ đường kính trục xác định gần đúng đường kính ổ lăn b0 ( tra bảng 10.2) d1=75 mm b01= 37 mm -Ta có: a = (b03/2) + k1 + k2 +1,3(bw2/2) = 37/2 + 10 + 10 + 1,3.71/2 = 84,65 (mm) b = lt – 1,3.bw2 = 650 – 1,3.70 = 559 (mm) = 85,4 (mm) l2 = Lk2/2 + k3 + hn + b03/2 = 85/2 + 15 + 20 + 37/2 = 96 (mm) với: + k1=10 mm, là khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khỏng cách giữa các chi tiết quay. + k2 =10 mm, là khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của ổ + b03= 75 mm, là chiều rộng ổ lăn trên trục tang + bw2 = 1,3.71/2, là chiều rộng may ơ bánh răng thứ hai + lk2 = 85, là khoảng cách từ ổ lăn đến khớp nối xích con lăn + k3 = 15, là khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ + hn = 20 , là chiều cao nắp ổ và đầu bulông 3) Xác định đường kính và chiều dài đoạn trục tang: SMax = 6313 (N) -Xác định phản lực MxE = 823.FtA – 727.FxB = O (1) MyE = -727.FyB + SMax.84 + SMax.643 = O (2) Fx = – FxB – FxE + FtA = O (3) Fy = - 2SMax + FyB +FyE= O (4) Từ (1), (2), (3), (4), ta được: FyE = 6313 (N); FyB = 6313 (N); FxB = 3263 (N); FxE = 431 (N) -Vẽ biểu đồ mômen uốn và xoắn: -Tính mô men tương để xác định đường kính tại các tiết diện: + Tại A: Chọn: dA = 24 (mm) + Tại B: Mtđ = = = 1412187 (N.mm ) dB ³ = =60,7 (mm) Chọn: dB= dE = 65 (mm), (cùng ổ lăn) + Tại C: Mtđ = = = 1517389 (N.mm ) dC ³ = = 62,2 (mm) Chọn : dC = dD = 70 (mm) V) Thông số về các trục + Đối với trục 1 d10 = 24mm) ; Mtđ10= 48645 (Nmm) ; T10 = 486450 (Nmm) d11 = 25 (mm) ; Mtđ11= 50572 (Nmm) ; T10 = 486450 (Nmm) d12 = 30 (mm) ; Mtđ12= 113093 (Nmm) ; T10= 486450 (Nmm) d13 = d10 = 24 (mm) ; Mtđ13= 0 (Nmm) ; T10= 0 (Nmm) + Đối với trục 2 d20 = 45 (mm) ; Mtđ20= 0 (Nmm) ; T20= 0 (Nmm) d21 = 50 (mm) ; Mtđ21= 505421(Nmm) ; T21= 309935 (Nmm) d22 = 50 (mm) ; Mtđ22= 407185(Nmm) ; T22= 309935 (Nmm) d23 = 45 (mm) ; Mtđ23= 0 (Nmm) ; T23= 0 (Nmm) + Đối với trục 3 d30 = 60 (mm) ; Mtđ30= 1366986 (Nmm);T30= 1366936 (Nmm) d31 = 65 (mm) ; Mtđ31= 1412187(Nmm) ;T31= 1366936 (Nmm) d32 = 70 (mm) ; Mtđ32= 1490732(Nmm) ;T32= 1366936 (Nmm) d33 = 60 (mm) ; Mtđ33= 0 (Nmm) ; T33= 0 (Nmm) VI) kiểm nghiệm trục về độ bền mõi Kết cấu vừa đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an tồn tại các tiết diện thỗ mãn điều kiện Sj= [S] ; (1) Trong đó : [S] = 2,5 ÷ 3 hệ số an tồn cho phép : S,S : hệ số an tồn theo ứng suất pháp, ứng suất tiếp tại cacù điểm nguy hiểm S = (2) S = (3) Trong đó : a),: là giớn hạn uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng . Vì chọn vật liệu trục là thép các bon nên = 0,436. = 370,6 (Mpa) = 0,58. = 2241, 95 (Mpa) với = 850 (Mpa) b) = : biên độ ứng suất tại các tiết diện c) = ; biên độ ứng suất pháp trung bình tại các tiết diện d) ,: biên độ tiếp và biên độ ứng suất trung bình tại các tiết diện + Do trục quay 2 chiều , ứng suất uốn và ứng suất tiếp thay đổitheo chu kì đối xứng thì + = 0 , = 0 Trong đó: b: Chiều rộng then t1 : Chiều sâu rãnh then trên trục dj : Đường kính trục tại các tiết diện e) Là hệ số kể đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi Tra bảng (10.7)-[1], với = 85 (Mpa), ta được : = 1 , và = 0,05 f) kk: Là hệ số xác định theo công thức (10,25) và (10.26). k =[+kx-1]/ky (4) k =[+kx-1]/ky (5) Với: kx =1 (Mài Ra=0,32……0,16)(Bảng (10.8)-[1]) Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt : Là hệ số kích thước K, K : là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn Tra bảng (10.11)-[1], Ưùng với các đương kính và = 850 (Mpa) -Đường kính trục < 30….50 =2,1; =1.67 -Đường kính trục nhỏ hơn ( 30….50 ) =2,78; =2,07 Với kiểu lắp k6, thì Ky = 1,5 : là hệ số tăng bền bề mặt trục ( Tôi bằng dòng điện có tần cao (bảng (10.9)-[1]) Thay các số liệu (4) và(5) ta thu được k= =1,41 k=1,13 k= =1,41 k=1,13 k= =1,41 k=1,13 k= =1,85 k=1,38 k= =1,85 k=1,38 k= =1,85 k=1,38 k= =1,85 k=1,38 Với các thôbg số sau: +d1 = 20 ; Rãnh then b1= 6 ; t1= 3,5 +d2= 25 ; +d3= 30 ; +d4= 50 ; Rãnh then b2= 6 ; t2= 4,5 +d5= 60 ; Rãnh then b3= 6 ; t3= 7,5 +d6= 65 ; +d7= 70 ; Rãnh then b3= 6 ; t3= 6 Moment M1=48645 ; T1= 48465 M2=50572 ; T1= 48465 M3=113093 ; T1= 48465 M4=505421 ; T2= 309935 M5=136698 ; T3= 1366930 M6=1412187 ; T3= 1366930 M7=1490732 ; T3= 1366930 Ta tính được d1 = 20 w1 = 768,1 ; w01 = 1553,47 ; d2 = 25 w2 =1533,98 ; w02=3067,96 ; d3 = 30 w3= 2650,72 ; w03= 5301,44 ; d4 = 50 w4=12214,52 ; w04=24486,36 ; d5 = 50 w5=21093,75 ; w05=42299,5 ; d6 = 65 w6=26961,25 ; w06 = 53922,5 ; d7 = 70 w7 =33560,8 ; w07 = 67234,75 ; Thay vào (2) và(3) ta được: S S S S S S S S S S S S S S Và thay vào (1) ta được các hệ số an tồn : S1= 3,24 S2= 6,42 S3= 5,88 S4= 4,38 S5= 2,54 S6= 3,03 S7= 3,68 Vậy các tiết diện trục đủ bền. PHẦN: VII ĐỊNH KẾT CẤU CỦA TRỤC 1) Định kết cấu của trục: a) Chọn then: chọn then bằng. Trên trục I: ( 2 then ), Với d= 24 (mm), và d = 27 (mm) + Chiều rộng then b= 6( mm) Chiều cao then h= 6 (mm) Chiều sâu ranh trên trục: t 1 =3.5( mm) Chiều sâu rãnh trên lỗ :t2 =2.8 (mm) Bán kính góc lượn: r £ 0.25 Chiều dài then: l = (0.8...0.6)lmbr =0.9*26 =25.4 Với lmbr = 1.3 dc = 1.3*20 =26 (mm) dc : dường kính trục Þ Vậy ta chọn l=26 (mm), (theo bảng (9.1 a)-{1}) * Trên trục II: (2 then), Với d= 50 (mm) + Chiều rộng then b=16( mm) Chiều cao then h= 10 (mm) Chiều sâu ranh trên trục: t 1 = 6 ( mm) Chiều sâu rãnh trên lỗ :t2 =4.3 (mm) Bán kính góc lượn: r £ 0.4 Chiều dài then: l = (0.8...0.6)lmbr =0.9*65 =58.5 Với lmbr = 1.3 dc = 1.3*50 =65 (mm) dc : Đường kính trục. Þ vậy ta chọn l=63 (mm) . (theo bảng (9.1 a)-{1}) * Trên trục III: ( 2 then) Với đường kính d = 70 (mm) + Chiều rộng then b = 20( mm) Chiều cao then h = 12 (mm) Chiều sâu ranh trên trục: t 1 = 7.5 ( mm) Chiều sâu rãnh trên lỗ :t2 = 4.9 (mm) Bán kính góc lượn: r £ 0.6 Chiều dài then: l = (0.8...0.6)lmbr = 0.9*91 = 81.9 (mm) Với lmbr = 1.3 dc = 1.3*50 = 91 (mm) dc : Đường kính trục. Þ vậy ta chọn l=90 (mm) . (theo bảng (9.1 a)-{1}) Kiểm nghiệm then: * Theo điều kiện dập: Trong đó: MX : Mô men xoắn trên trục (NM). d : Đường kính trục t1 : Chiều cao then lắp trong rãnh trục (mm) l: Chiều dài then {sd } : Ưùng dập cho phé của then. Tra bảng ( 53)-[1] theo tài liệu hướng dẫn với vật liệu thép , tải trọng tĩnh dạng ghép cố địng , ta có: {sd } = 150 (N/mm2). * Then lắp khớp động cơ vơi hộp giảm tốc: + MX = 48645 (Nmm) + d = 20(mm) + l = 26(mm) + t1 = 3.5 (mm) s d = * Then lắp bánh răng trên trục I: + MX = 48645 (Nmm) + d = 30 (mm) + l = 26 (mm) + t1 = 3.5 (mm) Þ sd = < {s d} * Then lắp bánh răng nho û trên trục II: + MX =309935 (Nmm) + d = 50 (mm) + l = 63 (mm) + t1 = 6 (mm) Þ sd = {s d} * Then lắp bánh răng trên trục III + MX = 1366936 (Nmm) + d = 70 (mm) + l = 90 (mm) + t1 = 7.5 (mm) Þ sd = 57.6 £ {s d } Vậy các then đều đảm bảo đủ bền. 3) Theo độ bền cắt: {t} = Trong đó : MX : Mô men xoắn trên trục (NM). d : Đường kính trục b : Chiều cao then lắp trong rãnh trục (mm) l : Chiều dài then {td } = 120 (N/mm2 ) là ứng suất cho phép của then, tra bảng (54)-[1], theo tài liệu thép C45 , tải trong tĩnh *Then lắp khớp nối động cơ và hộp giảm tốc: + x = 8645 (Nmm) + d = 24 (mm) + l =26(mm) + b = 6 (mm) Þ t c = 31.2 £ { tc } * Then lắp bánh răng trên trục I + MX = 8645 (Nmm) + d = 30 (mm) + l = 26 (mm) + b = 6 (mm) Þ t c = 20.8 £ { tc } * Then lắp bánh răng nhỏû trên trục II + MX = 309935 (Nmm) + d = 50 (mm) + l = 63 (mm) + b = 16 (mm) Þ t c = 12.3 £ { tc } * Then lắp bánh răng trên trục III + MX = 1366936 (Nmm) + d = 70 (mm) + l = 90 (mm) + b = 20 (mm) Þ t c = 12.3 £ { tc } Vậy các then đủ bền PHẦN XIII THIẾT KẾ Ổ LĂN Thiết kế ổ lăn trên trục I: + Phản lực tác dụng lên hai ổ FL12 = 399(N) FL13 = + Vì chịu tải nhỏ và không chịu lực hướng tâm , ta dùng ổ bi đỡ chặn (một dãy).Thời gian làm việc Lh = 12000 (giờ). + Vì đường kính ngõng trục d11 = 25 (mm) . Nên ta chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ: Với ký hiệu: 109. Đường kính trong d = 25 (mm) Đường kính ngồi D = 47 (mm) Khả năng chịu tải động và tĩnh : C = 20.4 (KN) ; C o= 41(KN) * Kiểm tra khả năng chịu tải của ổ: + tải trọng qui ước : từ công thức (19.3) {2} Q = (X*v*FL13 +Y*Fa 13 )*Kt*Kd trong đó: FL13 = 1511 (N) F a 13 =0 Với Fà/ (FL 13*V) £ e Þ X =1, Y = 0 ( bảng 11 .4)-[1]. V = 1 : Vì vòng trong quay Kt =1: Hệ số nhiệt độ ( khi t0 = 1050 c) Kd = 1.2 hệ số kể đến đặc tính của tải trong ( bảng