Ví dụ số liệu của đề: Động cơ Bộ truyền đai thang Bộ truyền bánh răng

Chia sẻ: Nguyencong Hon | Ngày: | Loại File: PDF | Số trang:27

Thêm vào BST

Báo xấu

986
lượt xem 182
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Ví dụ số liệu của đề: Động cơ Bộ truyền đai thang Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Nối trục đàn hồi Bộ phận công tác ( Xích tải ). Số liệu thiết kế: Lực vòng trên xích tải, F (N) : 2000 Vận tốc xích tải, v (m/s) : 5 Số răng đĩa xích tải dẫn, Z (răng) : 13 Bước xích tải, p (mm) : 110 : 5 Thời gian phục vụ, L (năm) Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ. Pmax = Ft × v 2000 × 5 = = 10kW...

Chủ đề:

Bình luận(0) Đăng nhập để gửi bình luận!

Lưu

Nội dung Text: Ví dụ số liệu của đề: Động cơ Bộ truyền đai thang Bộ truyền bánh răng

Ví dụ số liệu của đề: Động cơ Bộ truyền đai thang Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Nối trục đàn hồi Bộ phận công tác ( Xích tải ). Số liệu thiết kế: Lực vòng trên xích tải, F (N) : 2000 Vận tốc xích tải, v (m/s) : 5 Số răng đĩa xích tải dẫn, Z (răng) : 13 Bước xích tải, p (mm) : 110 Thời gian phục vụ, L (năm) : 5 Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ. (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ) Chế độ tải: T1 = T ; t1=60s; T2 =0.6T; t2 =12s. Sai số vòng quay trục máy công tác so với yêu cầu ≤ ± 5 % ========================================================== PHẦN 1 : XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG 1.1 Công suất tương đương (đẳng trị) của động cơ : * Công suất cực đại trên trục xích tải Ft × v 2000 × 5 Pmax = = = 10kW 1000 1000 * Công suất đẳng trị trên trục xích tải ∑ P .t 2 Pdt = i i ∑t i 2 2 => Pdt = P1 .t1 + P2 .t2 = Pmax 1 × 60 + 0.6 ×12 = 0.9452 Pmax 2 2 t1 + t 2 60 + 12 Pdt = 0.9452 × 10 = 9.452kW * Hiệu suất của toàn bộ hệ thống : η ∑ = η d .ηbr .η k .ηol = 0.95 × 0.96 ×1× 0.9952 = 0.903 2 * Công suất cần thiết trên trục động cơ : 1
Pdt 9.452 Pct = = = 10.47kW η∑ 0.903 * Chọn động cơ : Căn cứ theo Pct , ta chọn loại động cơ điện không đồng bộ 3 pha, loại 3K do nhà máy chế tạo động cơ điện Việt Nam Hungary sản xuất 3K160S2 Pdc = 11KW ndc = 2940v/ph 3K160S4 Pdc =11KW ndc = 1460v/ph 3K160L6 Pdc =11KW ndc = 980v/ph => Ta chọn động cơ 3K160S4 , ndc = 1460v/ph 1.2 Phân phối tỉ số truyền : * Số vòng quay trục xích tải 6.10 4 × v 6.10 4 × 5 nm = = = 209.8v / ph pc × Z 110 × 13 * Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống : ndc 1460 u∑ = ud .ubr = = = 6.96 nm 209.8 u∑ 6.96 Ta chọn : ud = 2 ⇒ ubr = = = 3.48 ud 2 • Bảng số liệu dùng cho thiết kế các bộ truyền cơ khí: Trục Đ.cơ I II Công suất P(KW) 11.08 10.47 10 Tỉ số truyền 2 3.48 Số vòng quay n(v/ph) 1460 730 209.8 Moment xoắn T(N.mm) 72475 136970 455195 2
PHẦN 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 2.1 Thông số ban đầu * Thông số đầu vào : P1 = 11.08 KW; n1 = 1460 v/ph; T1 = 72.475 Nm => ta chọn đai thang loại B : bp = 14 mm; bo = 17 mm; h = 10.5 mm; y0 = 4 mm; A = 138 mm2; L = 800..6300 mm; T1 = 40..190 Nm; dmin = 140..280 mm 2.2 Trình tự thiết kế : * Tính d1 : Ta có dmin = 140 mm => chọn d1 = 1.2× dmin = 1.2 × 140 = 168 (mm) => chọn d1 theo tiêu chuẩn : d1 = 160 (mm) * Vận tốc vòng : π .d1.n1 π ×160 ×1460 v1 = = = 12,23(m / s ) < [v] = 25(m / s ) 60000 60000 => chấp nhận d1 = 160 (mm) * Tính d2 : Chọn ξ = 0.02 d2 = ud × d1 × (1 - ξ) = 2× 160× (1 – 0.02) = 313.6 mm => chọn d2 theo tiêu chuẩn : d2 = 315 mm * Chọn sơ bộ khoảng cách trục aw : (*) 2(d1 + d 2 ) ≥ aw ≥ 0,55(d1 + d 2 ) + h ⇔ 2(160 + 315) ≥ aw ≥ 0,55(160 + 315) + 10.5 ⇔ 950 ≥ aw ≥ 272 Với ud = 2 => chọn aw sơ bộ a = 1.2× d2 = 1.2 × 315 ≈ 380 mm => aw sơ bộ thoả điều kiện (*) * Tính chiều dài đai L theo a sơ bộ : π .(d1 + d 2 ) (d 2 − d1 ) 2 π (160 + 315) (315 − 160) 2 L = 2a + + = 2 × 380 + + = 1522mm 2 4a 2 4 × 380 Theo tiêu chuẩn, ta chọn L = 1800 (mm) 3
v 12.23 1 1 * Kiểm nghiệm i = = = 6.79 < [i ] = 10 L 1.8 s s * Tính chính xác lại aw theo L tiêu chuẩn: π .(d1 + d 2 ) π × (160 + 315) K = L− = 1800 − = 1053.87 2 2 d −d 315 − 160 ∆= 2 1 = = 77.5 2 2 K + K 2 − 8∆2 1053.87 + 1053.87 2 − 8 × 77.52 aw = = ≅ 521(mm) 4 4 * Góc ôm đai α1 : 57(d 2 − d1 ) 57(315 − 160) α1 = 180 − = 180 − = 1630 a 521 α1 > 1200 => d2, d1, aw thỏa điều kiện cho phép. * Tính số đai Z : P Z≥ 1 [ P0 ].Cα .Cu .C L .C z .Cr .Cv + P1 = 11.08 kW + [P0] = 4 kW (L0 = 2240 mm) −α 1 −163 + Cα = 1.24 × (1 − e 110 ) = 1.24 × (1 − e 110 ) = 0.958 + Cu = 1.13 (ud = 2) + CL = 6 L = 6 1800 = 0.964 L0 2240 + Cz = 0.9 ( giả sử Z = 4 ~ 6 ) + Cr = 0.9 (tải trọng va đập nhẹ) + Cv = 1 − 0.05 × (0.01v 2 − 1) = 1 − 0.05 × (0.01×12.232 − 1) = 0.975 => Z ≥ 11.08 = 3.36 4 × 0.958 × 1.13 × 0.964 × 0.9 × 0.9 × 0.975 Chọn Z = 4 (thỏa giả sử Z = 4 ~ 6 khi chọn Cz ) * Tính chiều rộng và đường kính ngoài bánh đai : Chiều rộng bánh đai : B = ( Z - 1 ) × e + 2f = ( 4 - 1 ) × 19 + 2 × 12.5 = 82 mm Đường kính ngoài bánh đai : da = d + 2b ( b = 4.2) da = 160 + 2×4.2 = 168.4 (mm) 4
* Tính lực tác dụng lên trục : Lực căng đai ban đầu : (σ0 = 1.5 MPa) Fo = σ0 × Z × A = 1.5 × 4 × 138 = 828 N Lực tác dụng lên trục và ổ : α1 163 Fr = 3.F0 sin( ) = 3 × 828 × sin( ) ≈ 2457 N 2 2 2.3 Thông số của bộ truyền đai thang : P1 (kW) n1 (v/ph) F0 (N) Fr (N) α1 (0) u 11.08 1460 828 2457 163 2 Z d1 (mm) d2 (mm) a (mm) L (mm) B (mm) 4 160 315 521 1800 82 5
Lưu ý: Trong phần ví dụ này không ghi nguồn gốc các bảng mà từ đó tra ra các số liệu. Tuy nhiên, khi làm bài các em phải ghi rõ nguồn gốc các bảng biểu mà từ đó các số liệu tìm được. PHẦN 3 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NGHIÊNG Số liệu ban đầu: Công suất truyền P1 = 10.47 kW Mômen xoắn T1 = 136970 Nm Số vòng quay trục dẫn n1 = 730 v/ph Tỉ số truyền u = 3.48 Số vòng quay trục bị dẫn n2 = 209.8 v/ph Thời gian làm việc L = 5 năm Làm việc 2 ca / ngày Tổng số giờ làm việc Lh = 5×300×2×8 = 24000 giờ 1. Chọn vật liệu: Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện. Độ rắn ≈ 250 HB. Giới hạn bền σ b = 850 MPa . Giới hạn chảy σ b = 580MPa . Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện. Chọn HB1 = HB2+(10~15) nên độ rắn bánh lớn ≈ 235 HB. Giới hạn bền σ b = 750 MPa . Giới hạn chảy σ b = 450 MPa . 2. Ứng suất cho phép: a/ Ứng suất tiếp xúc: 0.9 × K HE Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ] 0 = σ 0 H lim sH 3 ⎛ T ⎞ 2 Số chu kỳ tương đương N HE = 60.c.n∑ ⎜ i ⎟ ti ⎜ ⎟ i =1 ⎝ Tmax ⎠ Vì mỗi vòng quay răng chỉ vào khớp 1 lần nên c = 1. ⎡⎛ T ⎞3 60 ⎛ 0.6T ⎞3 12 ⎤ N HE1 = 60 × 1× 730 × ⎢⎜ ⎟ +⎜ ⎟ ⎥ × 24000 = 9.14 × 10 chu kỳ 8 ⎢⎝ T ⎠ 72 ⎝ T ⎠ 72 ⎥ ⎣ ⎦ ⎡⎛ T ⎞3 60 ⎛ 0.6T ⎞3 12 ⎤ N HE 2 = 60 × 1× 209.8 × ⎢⎜ ⎟ +⎜ ⎟ ⎥ × 24000 = 2.62 × 10 chu kỳ 8 ⎢⎝ T ⎠ 72 ⎝ T ⎠ 72 ⎥ ⎣ ⎦ Số chu kỳ cơ sở N 0 H = 30 × HB 2.4 N 0 H 1 = 30 × 2502.4 = 0.17 × 108 chu kỳ N 0 H 2 = 30 × 2352.4 = 0.15 × 108 chu kỳ Vì N HE > N 0 H nên K HL1 = K HL 2 = 1 Giới hạn mõi tiếp xúc cho phép σ 0 H lim = 2 × HB + 70 (Mpa) σ 0 H lim 1 = 2 × 250 + 70 = 570MPa σ 0 H lim 2 = 2 × 235 + 70 = 540MPa Hệ số an toàn sH = 1.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép
[σ H 1 ] 0 = 570 × 0.9 ×1 = 466.4 Mpa 1.1 0.9 × 1 [σ H 2 ] 0 = 540 × = 441.8 Mpa 1.1 Do tính bánh răng nghiêng, chọn [σ H ] 0 ≈ [σ H 1 ] 0 + [σ H 2 ] 0 2 2 2 [σ H ] 0 = (466.4 + 441.8 ) = 454.3 Mpa 2 2 2 Thỏa điều kiện [σ H ] 0 min < [σ H ] 0 < 1.25[σ H ] 0 min b/ Ứng suất uốn: Ứng suất uốn [σ F ] 0 = σ 0 F lim K FE sF 6 ⎛ T ⎞ 2 Số chu kỳ tương đương N FE = 60.c.n∑ ⎜ i ⎟ ti⎜ ⎟ i =1 ⎝ Tmax ⎠ Vì mỗi vòng quay răng chỉ vào khớp 1 lần nên c = 1. ⎡⎛ T ⎞ 6 60 ⎛ 0.6T ⎞ 6 12 ⎤ N FE1 = 60 × 1× 730 × ⎢⎜ ⎟ +⎜ ⎟ ⎥ × 24000 = 8.84 × 10 chu kỳ 8 ⎢⎝ ⎣ T ⎠ 72 ⎝ T ⎠ 72 ⎥ ⎦ ⎡⎛ T ⎞6 60 ⎛ 0.6T ⎞ 6 12 ⎤ N FE 2 = 60 × 1× 209.8 × ⎢⎜ ⎟ +⎜ ⎟ ⎥ × 24000 = 2.54 × 10 chu kỳ 8 ⎢⎝ T ⎠ 72 ⎝ T ⎠ 72 ⎥ ⎣ ⎦ Số chu kỳ cơ sở N 0 F = 5 × 10 chu kỳ 6 Vì N FE > N 0 F nên K FL1 = K FL 2 = 1 Giới hạn mõi uốn cho phép σ 0 F lim = 1.8 × HB (Mpa) σ 0 F lim 1 = 1.8 × 250 = 450MPa σ 0 F lim 2 = 1.8 × 235 = 423MPa Hệ số an toàn sH = 1.75 Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ F 1 ] 0 = 450 × 1 = 257.14 Mpa 1.75 [σ F 2 ] 0 = 423 × 1 = 241.7 Mpa 1.75 3. Khỏang cách trục a K Hβ T1 a ≥ 43(u + 1)3 ψ ba [σ H ] 0u 2 Chọn KHβ = 1.05 ψ ba = 0.4 1.05 × 136970 a ≥ 43 × (3.48 + 1)3 = 152.96 mm 0.4 × 454.32 × 3.48
Chọn a = 155 mm 4. Xác định các thông số bánh răng: mn = (0.01 ~ 0.02) a = 1.55 ~ 3.1 mm Chọn theo tiêu chuẩn mn = 3 mm 2.a. cos β 2 × 155 × cos β Số răng bánh nhỏ Z1 = = mn (u + 1) 3 × (3.48 + 1) Vì 80 ≤ β ≤ 200 nên 21.67 ≤ Z1 ≤ 22.84 chọn Z1 = 22 răng. Số răng bánh lớn Z 2 = u.Z1 = 3.48 × 22 = 76.56 chọn Z2 = 77 răng ⎛ m (Z + Z1 ) ⎞ −1 ⎛ 3 × (77 + 22 ) ⎞ Góc nghiêng răng β = cos −1 ⎜ n 2 ⎟ = cos ⎜ ⎟ = 16.652 0 ⎝ 2.a ⎠ ⎝ 2 × 155 ⎠ Bề rộng răng b = ψ ba .a = 0.4 × 155 = 62 mm m .Z 3 × 22 Đường kính vòng chia bánh nhỏ d1 = n 1 = = 68.89 mm cos β cos16.6520 Kiểm tra lại tỉ số truyền thực tế 315 77 u∑ tt = ud ubr = × = 7.03125 160 × (1 − 0.02) 22 Sai số tỉ số truyền u − uΣ 7.03125 − 6.96 ∆u = Σtt × 100 = × 100 = 1.024% < [∆u ] = 5% uΣ 6.96 5. Kiểm nghiệm ứng suất a/ Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H 1 ] 0 = σ 0 H lim1 K HL Z R ZV K l K xH = 570 1× 0.95 × 0.94 ×1×1 = 462.74 Mpa sH 1.1 [σ H 2 ] 0 = σ 0 H lim 2 K HL Z R ZV K l K xH = 540 1× 0.95 × 0.94 ×1×1 = 438.38 sH 1.1 Z R = 0.95 ; ZV = 0.94 ; K xH = 1 ; K l = 1 [σ H ] 0 = (462.74+ 438.382 2 ) = 450.72 MPa 2 Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng: Z Z Z 2.K H .T1.(u + 1) σ 0H = M H ε d1 b.u Với: Z M = 275 MPa (do vật liệu 2 bánh răng làm bằng thép) 2. cos β ⎛ tan α nw ⎞ tan 200 ZH = ; α tw = tan −1 ⎜ ⎜ cos β ⎟ cos16.6520 = 20.802 ⎟= 0 sin( 2α tw ) ⎝ ⎠ 2. cos16.6520 ZH = = 1.699 sin( 2 × 20.802)
1 1 Zε = = = 0.7852 ; εα 1.622 ⎛ ⎛1 1 ⎞⎞ ⎡ ⎛ 1 1 ⎞⎤ ε α = ⎜1.88 − 3.2⎜ + ⎟ ⎟ cos β = ⎢1.88 − 3.2⎜ + ⎟⎥ cos16.6520 = 1.622 ⎜ ⎜ Z Z ⎟⎟ ⎝ ⎝ 1 2 ⎠⎠ ⎣ ⎝ 22 77 ⎠⎦ Hệ số tải trọng tính K H = K Hβ K HV K Hα b 62 ψ bd = = = 0.9 ⇒ K Hβ = 1.035 d1 68.89 π .d1.n1 π × 68.89 × 730 v= = = 2.63m / s ⇒ chọn cấp chính xác 9⇒ K HV = 1.04 6 × 104 6 × 104 K Hα = 1.13 K H = 1.035 × 1.04 × 1.13 = 1.216 77 u= = 3.5 22 275 × 1.699 × 0.7852 2 × 1.216 × 136970 × (3.5 + 1) σ 0H = = 442.61 Mpa 68.89 62 × 3.5 Vậy σ 0 H = 442.61MPa < [σ H ]0 = 450.72MPa nên bánh răng đủ bền tiếp xúc. (không được nhỏ hơn 10% hay lớn hơn 5% so với giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép) b/ Kiểm nghiệm ứng suất uốn: Xác định chính xác ứng suất uớn cho phép [σ F 1 ] 0 = σ 0 F lim1 K FLYRYxYδ K FC = 450 1×1×1.0036 ×1 = 258.07 Mpa sF 1.75 [σ F 2 ] 0 = σ 0 F lim 2 K FLYRYxYδ K FC = 423 1×1×1.0036 ×1 = 242.58 MPa sF 1.75 YR = 1 ; Yδ = 1.0036 ; Yx = 1 ; K FC = 1 Hệ số tải trọng tính K F = K Fβ K FV K Fα = 1.065 × 1.1× 1 = 1.1715 4 + (ε α − 1)(CCX − 5) 4 + (1.622 − 1)× (9 − 5) K Fβ = 1.065 ; K FV = 1.1 ; K Fα = = =1 4.ε α 4 × 1.622 Số răng tương đương Z1 22 Z td 1 = = = 25.02 răng cos β cos 16.652 3 3 Z2 77 Z td 2 = = = 87.56 răng cos β cos 16.652 3 3 Hệ số dạng răng (không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0) 13.2 13.2 YF 1 = 3.47 + = 3.47 + = 3.998 Z td 1 25.02
13.2 13.2 YF 2 = 3.47 + = 3.47 + = 3.621 Z td 2 87.56 Hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang 1 1 Yε = = = 0.6165 ε α 1.622 Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc nghiêng răng β sin β sin 16.6520 Yβ = 1 − ε β với ε β = b = 62 × = 1.885 120 π .mn π ×3 16.652 Yβ = 1 − 1.885 × = 0.7384 120 Lực vòng trên bánh dẫn 2.T 2 ×136970 Ft = 1 = = 3976.5 N d1 68.89 [σ ] 258.07 = 64.55 và [σ F 2 ] 0 = 242.58 = 66.99 Lập tỉ số F 1 0 = YF 1 3.998 YF 2 3.621 Vì [σ F1 ] 0 < [σ F 2 ] 0 ta tính cho bánh dẫn YF 1 YF 2 Ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm K .Y .Y .Y .F 1.1715 × 3.998 × 0.6165 × 0.7384 × 3976.5 σ 0 F1 = F F1 ε β t = = 45.58 Mpa b.mn 62 × 3 Vì σ 0 F 1 = 41.93MPa < [σ F 1 ]0 = 257.14MPa nên bánh răng đủ bền uốn. (nếu thiết kế theo tiếp xúc thì thường ứng suất uốn rất bé so với giá trị cho phép) 6. Các thông số của bộ truyền Khoảng cách trục a = 155 mm Mô đun pháp mn = 3 mm Số răng Z1 = 22 răng Z2 = 77 răng 0 Góc nghiêng β = 16.652 (β = 16039’06.03”) Hệ số dịch chỉnh x1 = 0 x2 = 0 Đường kính vòng chia d1 = 68.89 mm d2 = 241.11 mm Đương kính vòng đỉnh răng da1 = 74.89 mm da2 = 247.11 mm Đương kính vòng chân răng di1 = 61.39 mm di2 = 233.61 mm Bề rộng bánh răng b1 = 68 mm b2 = 62 mm 7. Lực ăn khớp 2.T 2 × 136970 Lực vòng Ft1 = Ft 2 = 1 = = 3976.5 N d1 68.89 Lực dọc trục Fa1 = Fa 2 = Ft1. tan β = 3976.5 × tan 16.652 = 1189.4 N Ft1. tan α nw 3976.5 × tan 200 Lực hướng tâm Fr1 = Fr 2 = = = 1510.7 N cos β cos16.6520 =======================================================
Lưu ý: Trong phần ví dụ này không ghi nguồn gốc các bảng mà từ đó tra ra các số liệu. Tuy nhiên, khi làm bài các em phải ghi rõ nguồn gốc các bảng biểu mà từ đó các số liệu tìm được. Phần 4: Thiết kế Trục – Then – Nối trục 4.1 Thiết kế trục: Sơ đồ chọn chiều dài các trục Sơ đồ phân tích lực tác động lên các trục
THIẾT KẾ TRỤC I: 1. Chọn vật liệu Chọn thép 45 có σ b = 600 MPa và [σF]-1 = 50 Mpa; 2. Chọn kích thước chiều dài trục Bđai = 82 mm ; Bbánhrăng = 68 mm ; Chọn sơ bộ Bổlăn = 24 mm ; 3. Thay trục bằng dần sức bền: Với T1 = 136970 Nm ; Fr = 2457 N ; Ft1 = 3976.5 N; Fr1 = 1510.7 N; d1 68.89 Fa1 = 1189.4 N; M a1 = Fa1 = 1189.4 × = 40969 Nmm 2 2 4. Tính phản lực gối tựa Phương trình cân bằng mô men trong mặt phẳng đứng tại gối A s ∑M A X = − Fr .78 + M a1 + Fr1.71 − RBY .142 = 0 Phản lực tại gối B theo phương đứng − 78.Fr + M a1 + 71.Fr1 − 78 × 2457 + 40969 + 71× 1510.7 RBY = = = −305.76 N 142 142 Phương trình cân bằng lực theo phương Y
↓ ∑ F Y = − Fr + RAY − Fr1 + RBY = 0 Phản lực tại gối A theo phương đứng RAY = Fr + Fr1 − RBY = 2457 + 1510.7 − (− 305.76 ) = 4273.46 N Phương trình cân bằng mô men trong mặt phẳng ngang tại A s ∑ M YA = 71.Ft1 − 142.RBX = 0 Phản lực tại gối B theo phương ngang 71 3976.5 RBX = Ft1 = = 1988.25 N 142 2 Phương trình cân bằng lực theo phương X ↓ ∑ FX = RAX − Ft1 + RBX = 0 Phản lực tại gối A theo phương ngang RAX = Ft1 − RBX = 3976.5 − 1988.25 = 1988.25 N 5. Vẽ biểu đồ nội lực Biểu đồ mô men trong mặt phẳng đứng Mx (Nmm) Biểu đồ mô men trong mặt phẳng ngang My (Nmm)
Biểu đồ mô men xoắn T (Nmm) 6. Tính mô men tương đương tại tiết diện nguy hiểm Tiết diện nguy hiểm tại gối A M td = M X + M Y + 0.75.T 2 = 191646 2 + 0.75 × 136970 2 = 225386 Nmm 2 2 7. Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm Ký hiệu tiết diện 1 – 2 là trục 1, tiết diện thứ 2 (từ trái sang phải) M td 225386 d12 ≥ 3 =3 = 35.589mm 0.1[σ F ]−1 0.1× 50 Do tại tiết diện nguy hiểm có lắp ổ lăn nên chọn d12 = 35mm Từ d12 ta chọn các đường kính còn lại d11 = 32 mm; d13 = 38 mm; d14 = 35 mm. Kiểm tra tại tiết diện 1-3 M td = M X + M Y + 0.75.T 2 = 626782 + 1411662 + 0.75 × 1369702 = 194748 Nmm 2 2 M td 194748 d13 ≥ 3 =3 = 33.89mm < 38 mm 0.1× [σ F ]−1 0.1× 50 8. Tính chọn then bằng Chọn vật liệu then bằng là thép 45 có : Ứng suất cắt cho phép [τC] = 60 Mpa Ứng suất dập cho phép [σd] = 100 Mpa. Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng (TCVN 2261 – 77)
d13 = 38 mm; b = 10 mm ; h = 8 mm ; t1 = 5 mm; t2 = 3.3 mm ; l = 50 mm. Chiều dài làm việc của then đầu tròn l1 = l − b = 50 − 10 = 40mm 2T1 2 ×136970 Kiểm tra ứng suất cắt τ C = = = 18.02 Mpa < [τC] = 60 Mpa d13 .l1.b 38 × 40 × 10 Kiểm tra ứng suất dập 2T 2 × 136970 σd = = = 60.75 Mpa < [σd] = 100 Mpa d13 .l1.(h − t1 ) 38 × 40 × (8 − 5) Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh đai (TCVN 2261 – 77) d11 = 32 mm; b = 10 mm ; h = 8 mm ; t1 = 5 mm; t2 = 3.3 mm ; l = 63 mm. Chiều dài làm việc của then 1 đầu tròn, 1 đầu bằng l1 = l − b / 2 = 63 − 10 / 2 = 58mm 2T 2 × 136970 Kiểm tra ứng suất cắt τ C = = = 14.76 Mpa < [τC] = 60 Mpa d11.l1.b 32 × 58 ×10 Kiểm tra ứng suất dập 2T 2 × 136970 σd = = = 49.2 Mpa < [σd] = 100 Mpa d13 .l1.(h − t1 ) 32 × 58 × (8 − 5) 9. Tính kiểm nghiệm trục theo độ bền mõi Tại tiết diện 1-3 Hệ số an toàn về mõi chỉ xét đến ứng suất pháp (thay đổi theo chu kỳ đối xứng) σ −1 261.6 sσ = = = 3.18 Kσ σ a 1.75 × 33.07 +ψ σ σ m − 0.05 × 0 εσ β 0.88 × 0.8 Với σ −1 = 0.436σ b = 0.436 × 600 = 261.6 Mpa Do có tập trung ứng suất do rãnh then Kσ = 1.75 ε σ = 0.88 ; β = 0.8 ; ψ σ = 0.05
M 13 154455 Ứng suất pháp cực đại σ max = = = 33.07 MPa Wx13 4670.6 π .d13 b.t1.(d13 − t1 ) 3 2 Với Wx13 = − = 4670.6 mm3 32 2.d13 Ứng suất pháp trung bình σ m = 0 MPa Ứng suất pháp biên độ σ a = σ max = 33.07 Mpa Hệ số an toàn về mõi chỉ xét đến ứng suất tiếp (thay đổi theo chu kỳ mạch động dương) τ −1 132 sτ = = = 8.37 Kττ a 1.5 × 6.81 +ψ ττ m − 0 × 6.81 ετ β 0.81× 0.8 Với τ −1 = 0.22σ b = 0.22 × 600 = 132 Mpa Do có tập trung ứng suất do rãnh then Kτ = 1.5 ετ = 0.81 ; β = 0.8 ; ψ τ = 0 T13 136970 Ứng suất tiếp cực đại τ max = = = 13.62 MPa W013 10057.6 π .d13 b.t1.(d13 − t1 ) 3 2 Với W013 = − = 10057.6 mm3 16 2.d13 τ max Ứng suất tiếp trung bình τ m = = 6.81 Mpa 2 τ max Ứng suất tiếp biên độ τ a = = 6.81 Mpa 2 sσ × sτ Hệ số an toàn s = = 2.97 > [s] = (1.5 ~ 2.5) sσ + sτ2 2 Tại các tiết diện còn lại Tiết diện M T Kσ σmax Kτ τmax sσ sτ s 1-1 0 136970 1.75 0 1.5 - - - - 1-2 191646 136970 1 45.53 1 16.27 4.06 10.5 3.79 1-3 154455 136970 1.75 33.07 1.5 13.62 3.18 8.37 2.97 1-4 0 0 1 0 1 0 - - -
10. Kết cấu trục 1 THIẾT KẾ TRỤC II: 1. Chọn vật liệu Chọn thép 45 có σ b = 600MPa và [σF]-1 = 50 Mpa; 2. Chọn kích thước chiều dài trục Chọn sơ bộ Bổlăn = 24 mm ; Bnốitrục = 60 mm (là kích thước c trong phần chọn nối trục); 3. Thay trục bằng dầm sức bền Với T2 = 455195 Nm ; Ft2 = 3976.5 N; Fr2 = 1510.7 N;
d2 241.11 Fa2 = 1189.4 N; M a 2 = Fa 2 = 1189.4 × = 143388 Nmm 2 2 Giả sử chọn nối trục vòng đàn hồi. Bộ phận công tác là xích tải nên chọn K = 1.5 Mô men xoắn tính toán Tt = K.T2 = 1.5×455195 = 682793 Nmm = 683 Nm. Chọn nối trục vòng đàn hồi có [T]= 831 Nm, D0 = 155 mm. (xem phần chọn nối trục) 2.T2 2 × 455195 Lực vòng tại chốt Ftk = = = 5873.5 N D0 155 Lực do nối trục tác động lên trục Fk = (0.2 − 0.3) × Ftk = 0.25 × 5873.5 = 1468 N – chiều Fk ngược chiều lực vòng trên bánh răng. 4. Tính phản lực gối tựa Phương trình cân bằng mô men trong mặt phẳng đứng tại gối A sA ∑ M X = − Fr 2 .71 + M a 2 − RBY .142 = 0 Phản lực tại gối B theo phương đứng − 71.Fr 2 + M a 2 − 71× 1510.5 + 143388 RBY = = = 254.42 N 142 142 Phương trình cân bằng lực theo phương Y ↓ ∑ F Y = + RAY + Fr 2 + RBY = 0 Phản lực tại gối A theo phương đứng RAY = − Fr 2 − RBY = −1510.7 − 254.42 = −1765.12 N Phương trình cân bằng mô men trong mặt phẳng ngang tại A s ∑M A Y = −71.Ft 2 − 142.RBX + 239.Fk = 0 Phản lực tại gối B theo phương ngang − 71.Ft 2 + 277.Fk − 71× 3976.5 + 239 × 1468 RBX = = = 482.5 N 142 142 Phương trình cân bằng lực theo phương X
↓ ∑ FX = RAX + Ft 2 + RBX − Fk = 0 Phản lực tại gối A theo phương ngang RAX = − Ft 2 − RBX + Fk = −3976.5 − 482.5 + 1468 = −2991N 5. Vẽ biểu đồ nội lực Biểu đồ mô men trong mặt phẳng đứng Mx (Nmm) Biểu đồ mô men trong mặt phẳng ngang My (Nmm) Biểu đồ mô men xoắn T (Nmm) 6. Tính mô men tương đương tại tiết diện nguy hiểm Tiết diện nguy hiểm tại vị trí lắp bánh răng trụ răng nghiêng M td = M X + M Y + 0.75.T 2 = 1253242 + 2123612 + 0.75 × 4551952 = 464980 Nmm 2 2 7. Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm Ký hiệu tiết diện 2 – 2 là trục 2, tiết diện thứ 2 (từ trái sang phải)
M td 464980 d 22 ≥ 3 =3 = 45.3mm 0.1[σ F ]−1 0.1× 50 Do tại tiết diện nguy hiểm có lắp then bằng nên tăng thêm 5%. Chọn d 22 = 48mm Từ d22 ta chọn các đường kính còn lại d21 = 45 mm; d23 = 45 mm; d24 = 42 mm. Kiểm tra tại tiết diện 2-3 M td = M X + M Y + 0.75.T 2 = 1423962 + 0.75 × 4551952 = 419140 Nmm 2 2 M td 419140 d 23 ≥ 3 =3 = 43.76mm < 45 mm 0.1× [σ F ]−1 0.1× 50 8. Tính chọn then bằng Chọn vật liệu then bằng giống trục 1 Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng (TCVN 2261 – 77) Chọn then 2 đầu bằng (vì chọn then 2 đầu tròn thì tính ra không thỏa điều kiện bền) d22 = 48 mm; b = 14 mm ; h = 9 mm ; t1 = 5.5 mm; t2 = 3.8 mm ; l = 56 mm. Chiều dài làm việc của then đầu bằng l1 = l = 56 = 56mm 2T 2 × 455195 Kiểm tra ứng suất cắt τ C = = = 24.2 Mpa < [τC] = 60 Mpa d 23 .l.b 48 × 56 ×14 Kiểm tra ứng suất dập 2T 2 × 455195 σd = = = 96.76 Mpa < [σd] = 100 Mpa d 23 .l.(h − t1 ) 48 × 56 × (9 − 5.5) Chọn then bằng tại vị trí lắp nối trục đàn hồi (TCVN 2261 – 77). Chọn then 2 đầu bằng (vì chọn then 2 đầu tròn thì tính ra không thỏa điều kiện bền) d24 = 42 mm; b = 12 mm ; h = 8 mm ; t1 = 5 mm; t2 = 3.3 mm ; l = 56 mm. Chiều dài làm việc của then đầu bằng l1 = l = 56 = 56mm