Đồ Án chi tiết máy trục vít bánh vít

<span class="text_page_counter">Trang 1</span><div class="page_container" data-page="1">

<b>TRƯỜNG ĐẠI HỌC MỎ - ĐỊA CHẤT BỘ MÔN KĨ THUẬT CƠ KHÍ</b>

<b> ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY</b>

<i><b>Đề tài:</b></i>

<b>Tính tốn, thiết kế bộ truyền đai và hộp giảm tốc</b>

<b>Họ và tên</b>

Vũ Văn Nguyên

<b>Mã sinh viên</b>

2121060429Cơ – ĐiệnCơ khí B K66

Ths. Nguyễn ThanhTùng

</div><span class="text_page_counter">Trang 2</span><div class="page_container" data-page="2">

1.2 Phân phối tỷ số truyền:...6

1.3 Công suất, mơ men và số vịng quay trên các trục:...6

1.3.1 Cơng suất trên các trục khác:...7

1.3.2 Tính số vịng quay :...7

1.3.3 Tính momen trên trục:...7

1.4 . Ta có bảng thống số của hệ dẫn động băng tải...8

`1.5 Kết luận chương 1...8

<b>CHƯƠNG II : TÍNH TỐN THIẾT KẾ VÀ LỰA CHỌN CÁC BỘ TRUYỀN....9</b>

2.1.Thiết kế bộ truyền đai thang...9

2.1.1. Chọn loại đai :...9

2.1.2. Xác định đường kính bánh đai:...9

2.1.3. Xác định số đai Z...10

2.1.6 Các thông số cơ bản của bánh đai...11

2.1.7 . Tổng hợp thông số của bộ truyền đai...11

2.2. Tính tốn thiết kế bộ truyền bánh vít...12

</div><span class="text_page_counter">Trang 3</span><div class="page_container" data-page="3">

3.6. Tính chọn các yếu tố của vỏ hộp...50

<b>CHƯƠNG IV BÔI TRƠN VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP...53</b>

4.1. Phương pháp bôi trơn...53

4.2. Bảng thống kê dung sai lắp ghép...53

4.3. Kết Luận...54

</div><span class="text_page_counter">Trang 5</span><div class="page_container" data-page="5">

Từ đó cơng suất

trên trục động cơ điện được xác định

: P

<small>ct</small>

=

<i>_{1000 ƞ}^{F . v}</i>

Trong đó:

P<i><small>ct</small></i> : Cơng suất làm việc của động cơ

F - là lực kéo băng tải. v - là vận tốc băng tải.

<i>η−</i>¿

là hiệu suất hệ dẫn động.

Ta có:

<i>η=</i>¿

(

<i>η</i>_ol

)

<small>m</small>

.(

<i>η</i>_br

)

<small>k</small>

.(

<i>η</i>_d

)

<small>j</small>

.(

<i>η</i>_k

)

<small>h </small>

theo cơng thức (2.9)[1]:Trong đó :

- Số cặp ổ lăn m = 4- Số cặp bánh vít k = 1- Số bộ truyền đai j = 1- Số khớp nối h = 2Tra bảng 2.3 [1] ta chọn: Hiệu suất khớp nối:

<i>η</i><small>kn </small>

= 0,99 Hiệu suất ổ lăn:

<i>η</i>_ol

= 0,99

Hiệu suất của bánh vít:

<i>η</i>_tv

= 0,80 Hiệu suất của bộ truyền đai:

<i>η</i><small>d </small>

= 0,95

Suy ra hiệu suất hệ thống :

<i>η</i>¿<i>η<small>kn</small></i>² <small>. </small><i>η<small>ol</small></i>⁴<i>. η<small>tv</small></i>¹<i>. η<small>d</small></i>

= 0,99

<small>2</small>

.0.99

<small>4</small>

.0,80.0,95 = 0,716 => P

<small>ct</small>

=

<i>_{1000 ƞ}^{P . v}</i>

=

_1000.0,716^6000.0,4

= 3,35 KW1.1.1. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ

Số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay) : n

<small>lv</small>

=

<i>^{60000. v}_{π . D}</i>

=

^60000.0,4<i>_{π .350}≈</i>

21,826 vg/ph

Trong đó: D - đường kính tang quay V - vận tốc băng tải

1.1.2. Chọn tỉ số truyền sơ bộ

Số vòng sơ bộ của động cơ được xác định bằng công thức (2.18)[1] :

</div><span class="text_page_counter">Trang 6</span><div class="page_container" data-page="6">

1.1.3. Chọn động cơ:

Chọn động cơ cần thỏa mãn điều kiện :

P<small>dc </small><i>≥</i> P<small>ct</small> ; n<small>dc</small>  n<small>sb</small>

Chọn động cơ phải cần có:

<i>P_đc</i>¿<i>P_ct</i>

<b>Theo phụ lục bảng P1.3[1] chọn động cơ 4A100L4Y3 có P = 4 KW </b>

n

<small>đc </small>

= 1420 vg/ph,

<i>cosφφ=0,84</i>

. 1.2 Phân phối tỷ số truyền:

- Tỉ số truyền của hệ :

<i>U_c</i>=<i>n_đcn_lv</i>⁼

-

Phân phối của tỉ số truyền cho các bộ truyền :

Chọn sơ bộ tỉ số truyền ngoài U

<small>ngoài </small>

= U

<small>d </small>

= 3,5

Tỉ số truyền của hộp giảm tốc u

<small>h </small>

=

<i>^u<small>c</small></i>

<i>u<small>d</small></i>

=

^65,06_3,5

= 18,561.3 Cơng suất, mơ men và số vịng quay trên các trục:

Với các hệ thống dẫn động băng tải, xích tải thường có lực kéo và vận tốc băng tải,xích tải, khi đó cơng suất làm việc được tính theo cơng thức (2.11)[1]:

Cơng suất trên trục làm việc P

<small>lv</small>

=

₁₀₀₀<i>^{P . v}</i>

=

^6000.0,4₁₀₀₀

= 2,4 KWtrong đó P

<small>lv </small>

<b> - cơng suất trục tang quay, kW</b>

F – lực kéo băng tải, N v – vận tốc băng tải, m/s

</div><span class="text_page_counter">Trang 7</span><div class="page_container" data-page="7">

1.3.1 Công suất trên các trục khác:

Công suất trên trục 2 : P

<small>2</small>

=

<i>^P<small>lv</small></i>

21,826

= 1050123.7 NmmMômen xoắn trên trục động cơ: T

<small>đc </small>

=

^9,55.10

</div><span class="text_page_counter">Trang 8</span><div class="page_container" data-page="8">

1.4 . Ta có bảng thống số của hệ dẫn động băng tải

<b> TrụcThông số</b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 9</span><div class="page_container" data-page="9">

<b>CHƯƠNG II : TÍNH TỐN THIẾT KẾ VÀ LỰA CHỌN CÁC BỘ</b>

<b>TRUYỀN</b>

<b>-</b>

Theo yêu cầu: truyền động đai

với lực căng ban đầu Fo, nhờ đó có thể tạo ra lực ma sát trên bề mặt tiếp xúc giữa đaivà bánh đai và nhờ lực ma sát mà tải trọng được truyền đi

<b>-</b>

Nhờ độ dẻo dai, bộ truyền làm việc êm, khơng ồn thích hợp với vận tốc lớn.

<b>-</b>

Chỉ tiêu về khả năng làm việc của truyền động đai là khả năng kéo và tuổi thọ của đai.

 Chọn loại đai: đai thang

 Xác định các kích thước và thơng số bộ truyền

 Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu về khả năng kéo của đai và về tuổi thọ Xác định lực căng đai và lực tác dụng lên trục

2.1.Thiết kế bộ truyền đai thang

<b>- Thông số yêu cầu : </b>

<b> P = P</b><small>dc</small> = 3,36 (kW)

T<small>1</small> = T<small>dc</small> =

22597,18 (N.mm) N

<small>1</small>

= n

<small>dc</small>

= 1420 (v/p)

U = U

<small>d</small>

= 3,5

2.1.1. Chọn loại đai : Chọn đai thường

Theo hình 4.1[1] với { <i>P_dc</i>=4 kW

<i>n<small>dc</small></i>=1420 v / p

<i>→ Chọntiết diện đai A cới các thơng sφố bảng (4.13)</i>[1]<i>.</i>

tích tiếtdiện A(mm<small>2</small>)

Đườngkínhbánh đai

Chiều dàigiới hạn l

</div><span class="text_page_counter">Trang 10</span><div class="page_container" data-page="10">

160. (1−0,02)^{=3.57 .}

Sai lệch tỉ số truyền <i>∆ u :∆ u=</i>

⁽

<i>^u^t</i>⁻<i>^u</i>

⁾

Theo bảng (4.13)[1] chọn chiều dài đai tiêu chuẩn l = 2240 mm.

<b>-</b>

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây, theo (4.15)[1]:i = <i>^v_l</i>=11,9

Do đó <i>a=^λ+</i>

√

<i>λ</i>²−8 Δ²4 ⁼

Theo công thức (4.16)[1]:

(

[

<i>P<small>o</small></i>

]

<i>. C<small>α</small>. C<small>l</small>. C<small>u</small>. C<small>z</small></i>)

<b>-</b>

<i>K_đhệ sφố tải trọngđộng .</i>

</div><span class="text_page_counter">Trang 11</span><div class="page_container" data-page="11">

<b>-</b>

[P<small>o</small>] công suất cho phép

Theo bảng 4.19[1] theo tiết diện <i>σH</i> , [P<small>o</small>] = 2,55 kW (v = 11,9m/s, d<small>1</small> = 160mm)

2.1.6 Các thông số cơ bản của bánh đai.

<b>-</b>

Chiều rộng bánh đai, theo (4.17)[1] và bảng 4.21, B = ( z – 1)t + 2e = (2 – 1).15 + 2.10= 35 mm

<b>-</b>

Với tiết diện đai <i>A bảng 4.21 [1]</i>: H = 12,5, h<small>o</small> = 3,3, t = 15, e = 10, <i>φ=36 °</i>

<b>-</b>

Đường kính ngồi của bánh đai: d<small>a1</small> = d<small>1</small> + 2h<small>o</small> = 160 + 2.3,3 = 166,6 mm d<small>a2</small> = d<small>2 </small>+2h<small>o</small> = 560 + 2.3,3 = 566,6 mm

<b>-</b>

Đường kính chân bánh đai: d<small>f1</small> = d<small>a1</small> – H = 166,6 – 12,5 = 154,1 mm d<small>f2</small> = d<small>a2</small> – H = 566,6 – 12,5 = 554,1 mm

<b>-</b>

Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục :Theo (4.19)[1] F<small>o</small> = <i>780. P</i>₁<i>.^K<small>đ</small></i>

<i>v . C<small>α</small>. z</i>⁺<i>^F<small>v</small></i> trong đó F<small>v</small> = q<small>m</small>.v<small>2</small> ( định kì điều chỉnh lựccăng ), với q<small>m</small> = 0,105 kg/m (bảng 4.22)[1]

Do đó F<small>v</small> = 0,105.11,9<small>2</small> = 14,86 NVậy F<small>o</small> = <i>780.3,36 .</i> ^1,26

11,9.0,88.2⁺<i>^{14,86=172,53 N}</i>

2.1.7 . Tổng hợp thông số của bộ truyền đai.

</div><span class="text_page_counter">Trang 12</span><div class="page_container" data-page="12">

Thông số Kí hiệu Giá trị

2.2. Tính tốn thiết kế bộ truyền bánh vít.

truyền động giữa các trục chéo nhau, góc giữa 2 trục thường là 90 độ.

 Bộ truyền trục vít có các dạng hỏng: tróc rỗ bề mặt rang, gẵy răng, mịn và dính, trongđó mịn và dính xảy ra nguy hiểm hơn. Tuy nhiên vì chưa có phương pháp tính dính vàmịn một cách thỏa đáng nên vẫn tính tốn bộ truyền trục vít theo độ bền tiếp xúc vàđộ bền uốn, đồng thời trên cơ sở thực nghiệm và kinh nghiệm sử dụng bộ truyền màđiều chỉnh trị số của ứng suất cho phép, nhờ đó có thể đề phịng được dính và hạn chếđược mịn.

 Thiết kế truyền truyền trục vít bao gồm các bước sau:

 Tính thiết kế

 Quyết định lần cuối các kích thước và thơng số truyền

 Tính tốn truyền động trục vít - bánh vít

</div><span class="text_page_counter">Trang 13</span><div class="page_container" data-page="13">

Thơng số đầu vào:  P = P<small>1</small> = 3,15 kW



T<small>1</small> =

74147,79(N.mm), T

<small>2</small>

= 1092177.5 (N.mm)n

<small>1</small>

= 405,71 (v/p), n

<small>2</small>

= 21,86 (v/p)

<i>sφ</i>^)<^¿ 2 (m/s) thì chọn vật liệu răng bánh vít là găng xám tương đốimềm, chọn vật liệu trục vít là : Thép 45, tơi cải thiện đạt độ rắn HRC > 45.

2.2.2. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh vít [<i>σH_H</i>¿

<b>-</b>

Theo bảng 7.2[1] với cặp vật liệu <i>C ч15−32 v àth é p 45V_sφ</i>=1,88 m/sφ →[σH¿¿<i>H ]=</i>¿ ¿113,6 MPa.

<b>-</b>

Đối với bánh vít làm bằng gang và bộ truyền làm việc 1 chiều thì [<i>σH_F</i>¿<i>tính theo(7.11)</i>[1]:

[<i>σH_F</i>¿=0,12 . σH<i>_bu</i> = 0,12.320 = 38,4 Mpa.

<b>-</b>

Ứng suất cho phép khi quá tải:

Theo công thức 7.15[1] với bánh vít được làm bằng gang:

[

<i>σH_H</i>

]

<i><small>max</small></i>=1,5

[

<i>σH_H</i>

][

<i>σH_F</i>

]

<i><small>max</small></i>=<i>0,6 σH_b</i>

<i>→</i>

[

<i>σH_H</i>

]

<i><small>max</small></i>=1,5.113,6=170,4 MPa

<i>→</i>

[

<i>σH_F</i>

]

<i><small>max</small></i>=0,6.150=90 MPa

2.2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo công thức (7.16)[1]:

</div><span class="text_page_counter">Trang 14</span><div class="page_container" data-page="14">

<i>a_w</i>=(<i>z</i>₂+<i>q)</i>

√

³

(

<i>z</i>¹⁷⁰<small>2</small>

[

<i>σH<small>H</small></i>

])

²<i>.^T</i>²<i>^{. K}^Hq</i>

372 ^=18,5

<b>-</b>

Sai lệch tỉ số truyền: : <i>∆ U =</i>

|

<i>^U<small>t</small></i>−<i>U</i>

<i>U</i>

|

.100 %=

|

^18,5−18,5618,56

|

<i>.100 %=0,323 %≤ 4 %→</i>Thỏa mãn

Tra bảng 7.3[1] chọn modun tiêu chuẩn m = 12,5

<b>-</b>

Xác định khoảng cách trục <i>a_wa_w</i>=<i>m .^Z</i>²⁺<i>^q</i>

</div><span class="text_page_counter">Trang 15</span><div class="page_container" data-page="15">

Góc vít lăn theo (7.21)[1]: <i>γ_w</i>=<i>arctg</i>

(

<i>^Z</i><small>1</small>

<i>K_Hβ</i>−<i>Hệ sφố tậptrung tải trọngtrên chiềurộng vành răng :</i>

Tải trọng không đổi ( các bộ truyền cấp 1 )<i>→ K_Hβ</i>=1

</div><span class="text_page_counter">Trang 16</span><div class="page_container" data-page="16">

<b>-</b>

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc theo công thức 7.19[1]:

<i>Z</i>₂

√(

<i>^Z</i><small>2</small>+<i>q</i>

<i>a_w</i>

)

³<i>. T</i>₂<i>.^K^Hq</i> ⁼

[

<i>σH_F</i>

]

−<i>Ứng sφuất uốn cho phép của bánh răng vít</i>

[

<i>σH_F</i>

]

=38,4(MPa)

<i>K_F</i>−<i>Hệ sφố tải trọng khitính về uốn : K_F</i>=<i>K_Fβ. K_Fv, K_Fβ</i>=<i>K_Hβ</i>=1,

<i>K_Fv</i>=<i>K_Hv</i>=1,208

<i>m_n</i> – Modun pháp của bánh vít : <i>m_n</i>=<i>m. cosφγ ≈ m . cosγ_w</i>=12,5. cos9,09 °=12,34 mm

<i>Y_F</i>−<i>Hệ sφố dạng răng , phụ thuộc vào sφố răng bánh vít tươngđương Z_v</i>:

<i>Trong đó :η−Hiệu sφuất bộ truyềnη=0,9</i>

P – Cơng suất trên trục vít P = 3,15 kW

K<small>t</small> – Hệ số tỏa nhiệt: K<small>t</small> = 8<i>÷</i>17,5W/(<i>m</i>²<i>° C</i>¿<i>Chọn K<small>t</small></i>=13

t<small>o</small> – Nhiệt độ mơi trường xung quanh: Thường lấy t<small>o</small> = 25<i>° C</i>

[t<small>d</small>] – Nhiệt độ cho phép cao nhất của dầu: Do trục vít đặt dưới => [t<small>d</small>] = 90<i>° C</i>

K<small>tq</small> – Hệ số tỏa nhiệt của phần bề mặt hộp được quạt tra 157[1] với số vòng quaycủa quạt n<small>q</small> = 1420(v/p) => K<small>tq</small> = 28,5(W/<i>m</i><small>2</small><i>° C</i>¿

<i>ψ−Hệ sφố kể đến sφự thoát nhiệt xuống đáy hộp :ψ =0,25β−Hệ sφố giảm nhiệt do làm việc ngắt quãng : β=1</i>

Thay vào ta được:

</div><span class="text_page_counter">Trang 18</span><div class="page_container" data-page="18">

<b>-</b>

Đường kính đường trịn của tâm các lỗ trên đĩa:

</div><span class="text_page_counter">Trang 19</span><div class="page_container" data-page="19">

<b>CHƯƠNG III. TÍNH TỐN, THIẾT KẾ VÀ LỰA CHỌN CÁI KHÁC</b>

3.1. Tính tốn thiết kế trục

 Trục dùng để đỡ các chi tiết quay, bao gồm trục tâm và trục truyền. Trục tâm cóthể quay với các chi tiết trên nó hoặc khơng quay, chỉ chịu được lực ngang vàmomen uốn.

xoắn. Các trục trong hộp giảm tốc, hộp giảm tốc là những trục truyền. Tính tốn thiết kế trục bao gồm các bước sau:

 Tính thiết kế trục về độ bền

nhanh cịn kiểm nghiệm trục về độ ổn định dao động..1.1 Chọn vật liệu chế tạo

Dùng thép C45 có tơi cải thiện.Ứng suất bền: <i>σH_b</i>=600 ( MPa)

Ứng suất xoắn cho phép:[<i>τ</i>]=15 … .30 MPa

T<small>2</small> – Momen xoắn trên trục vít: T<small>2</small> =

1092177,5 (N.mm)

<i>d</i>₁<i>≥</i>

√

³

(

^74147,790,2.15

)

=29,12(mm)

<i>d</i>₂<i>≥</i>

√

³

(

<i>^{1092177 , 5}</i>0,2.20

)

=64,8(mm)

Chọn sơ bộ: d<small>1</small> = 60 (mm)

</div><span class="text_page_counter">Trang 20</span><div class="page_container" data-page="20">

<i>cos( γ+φ)^{. tgα . cosφγ}</i>

}

Trong đó:

<i>F_{a 1}</i>, <i>F_{a 2}</i>_{– Lần lượt là lực dọc trục trên trục vít và bánh vít.}<i>F_{t 1}</i>_, <i>F_{t 2}</i>_{– Lần lượt là lực vịng trên trục vít và bánh vít.}<i>F_{r 1}</i>, <i>F_{r 2}</i>_{– Lần lượt là lực hướng tâm trên trục vít và bánh vít.}

d<small>2 </small>– Đường kính vịng chia bánh vít, <i>d</i>₂=<i>462,5 mm</i>

T2 – Momen xoắn trên trục bánh vít, T2 = 1092177,5 N.mm

<i>α−góc profintrong mặt cắt dọc trục , α=20γ−Góc vít , γ =9,09 °</i>

<i>φ−Góc ma sφát ,φ=2,5 °</i>

(+) - là dấu trục vít chủ động.Theo công thức 10.2/184[1] :

<b>-</b>

<i>Xác địnhkhoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực</i>

Theo bảng (10.2) trang 189 [ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta tra được chiều rộng ổ lăn

<i>l_{m 22}</i>=(1,2 … 1,8) d<i>_II</i>=1,8.80=144 mm Chiều dài mayơ nửa khớp nối đối với nối trục vòng đàn hồi:

</div><span class="text_page_counter">Trang 21</span><div class="page_container" data-page="21">

<i>l_{m 23}</i>=(1,2 … 2,5) d<i>_II</i>=2. 80=160 mm

Theo bảng (10.3) trang 189 [ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta có:

Khoảng cách từ mặt nút của bánh vít đến thành trong của hộp: <i>k</i>₁=15

Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp: <i>k</i>₂=15

<i>l</i>₁₁=<i>(0,9 …1 )d_{aM 2}</i>=1. 500=500mm

2 ⁼500

<b>-</b>

Lực do bộ truyền đai tác dụng lên theo kết quả phần 2 là F<small>r</small> = 172,53N

nối tâm tạo với phương thẳng đứng Oy 1 góc 45 độ.

<b>-</b>

Nên F<small>r</small> sẽ được tạo thành 2 phần :

<i>F<small>rx</small></i>=<i>F<small>r</small>. sin 45=122(N)F_ry</i>=<i>F_r. cos45=122(N )</i>

</div><span class="text_page_counter">Trang 22</span><div class="page_container" data-page="22">

l<small> m23</small> = 160 mmChiều dài đoạn

trục

</div><span class="text_page_counter">Trang 23</span><div class="page_container" data-page="23">

<b>-</b>

<b>Sơ đồ xác định khoảng cách:</b>

3.1.2. Tính chọn đường kính các đoạn trục

<b>-</b>

<b>Trục I (tính phản lực)</b>

Chọn hệ trục tọa độ như hình vẽ:

</div><span class="text_page_counter">Trang 25</span><div class="page_container" data-page="25">

<b>-</b>

Tính momen uốn tổng và momen tương đương

Theo các công thức (10.15), (10.16), (10.17) [ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta có được:Cơng thức tính momen uốn tổng và momen tương đương tại các tiết diện j trên chiềudài trục:

Theo bảng 10.5 [ CITATION Trị062 \l 1033 ] với <i>d_I</i>=30 mm , <i>σH_b</i>=850 MPa vậy ta lấy [

</div><span class="text_page_counter">Trang 26</span><div class="page_container" data-page="26">

T<small>k</small> : momen xoắn trên trục thứ k

[τ] : ứng suất xoắn cho phép, chọn [τ] = 20 MPa

Đường kính sơ bộ của trục: <i>d_II</i>= d<small>k</small><i>≥</i>

√

³ ^1092177,50,2.20 ^{=64,87 mm . Chọnd}<i><small>sφbII</small></i>=80 mm

Theo bảng 10.2[1] ta có chiều rộng ổ lăn tương ứng với từng trục như sau :

</div><span class="text_page_counter">Trang 27</span><div class="page_container" data-page="27">

2 <i>^{. F}<small>t 2</small></i>=0¿

= <i>243. F_{y 4}</i> +121,5.1719−231,25.4722,92=0 (3)

<i>→F_{y 4}</i>=3635,05 N ↔ F<i>_{y 6}</i>=−5354,05 N

∑

<i>M_y</i>=¿<i>243. F_{x 4}</i>−121,5. F<i>_{a 2}</i>−139,5. F<i>_rkn</i>=0¿ (4)

<i>→</i>

∑

<i>M_y</i>=¿<i>243. F_x4</i>−121,5.968,62−139,5.2730=0¿ <i>→ F_{x 4}</i>=2051,53 N ↔ F<i>_{x 6}</i>=3812,91 N

Vậy <i>F_{x 4}</i>=2051,53 N

<i>F_{x 6}</i>=3812,91 N

<i>F_{y 4}</i>=3635,05 N

</div><span class="text_page_counter">Trang 29</span><div class="page_container" data-page="29">

<i><b>-</b></i>

<i><b>Tính đường kính các đoạn trục:</b></i>

<i>Cơng thức tính đường kính trục tại tiết diện j:</i>

<i>d_j</i>=

√

³ <i>^M<small>tđj</small></i>

(0,1[<i>σH</i>]) Trong đó: [<i>σH</i>¿ ứng suất cho phép của thép chế tạo trục

Theo bảng 10.5 [ CITATION Trị062 \l 1033 ] với <i>d_II</i>=80 mm ,<i>σH_b</i>=850 MPa vậy ta lấy [

Theo bảng 9.1b[1] các thông số của then bằng cao:

<b>-</b>

<b>Kiểm nghiệm ren</b>

Điều kiện dập theo công thức 9.1[1]:

</div><span class="text_page_counter">Trang 30</span><div class="page_container" data-page="30">

Theo bảng 9.5/178[1]: Vật liệu làm bằng thép, mối ghép cố định, đặc tính va đạp nhẹ thì[<i>σH</i>¿=100 MPa. Vậy điều kiện va đập của then thỏa mãn.

Vậy thỏa mãn điều kiện bền cắt.

Trong đó: [<i>sφ</i>]−<i>hệ sφố antoàn cho phép</i>[<i>sφ</i>]=1,5−2,5. Chọn[<i>sφ</i>]=2

<i>ứng sφuất tiếp tiết diện j</i>.

<b>-</b>

Theo công thức 10.2 và 10.21/195[1]: <i>sφ_{σHj ,}</i>= <i>σH</i>₋₁<i>K_σHdj. σH_aj</i>+<i>Ψ_σH. σH_mj</i>

<b>-</b>

Đối với trục đều, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng theo cơng thức 10.22[1]:

</div><span class="text_page_counter">Trang 31</span><div class="page_container" data-page="31">

<i>σH_mj</i>=0, σH<i>_aj</i>=<i>σH_maxj</i>=<i>M_jW_j</i>

<b>-</b>

Khi trục quay 1 chiều ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng theo công thức 10.23[1]:

<i>W_j,W_oj</i>−<i>Momen cảnuốn và momen cản xoắntại tiết diện j của trục , được xác định theobảng 10.6 .</i>

<b>-</b>

<i>ψ_σH,ψ_τ</i>−<i>Hệ sφố kể đến ảnh hưởngcủa trị sφố ứng sφuất trung bìnhđến độ bền mỏi .Theo bảng</i> ^10.7

<i>K_σH, K_τ</i> – Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn.

<b>-</b>

<b>Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục tại vị trí lắp ổ lăn 0.</b>

Chọn kiểu lắp ghép: Các ổ lăn trên trục lắp ghép theo kiểu k6.

32^{=21206 Nmm}

<i>W_ol</i>=<i>π d_ol</i><small>3</small>

16 ⁼<i>^{π .}</i>60³

16⁼<i>^{42411,5 Nmm}</i>

}

</div><span class="text_page_counter">Trang 32</span><div class="page_container" data-page="32">

<i>σH_{a 0}</i>=<i>σH_max</i>=<i>M</i>₀<i>W</i>₁⁼

<i>K_{τd 0}</i>=2,3+1−11 ^=2,3

Ta thấy sự tập chung ứng suất tại trục lắp bánh đai là do rãnh then và do lắp ghép cóđộ dôi. Tra ảnh hưởng của độ dôi bẳng B10.11/198[1]:

</div><span class="text_page_counter">Trang 33</span><div class="page_container" data-page="33">

<i>K_τε_τ</i> ^=2,3

<b>-</b>

Tra ảnh hưởng của rãnh then bảng B10.10/198[1]: <i>ε_σH</i>=0,78

32 ^=60291,5

<i>W_oj</i>=<i>π d</i>³<i>_j</i>

16 ⁼<i>^{π .}</i>85³

16 ^=120583

413766,1760291,5 ^=6,86

<i>τ_aj</i>=<i>τ_mj</i>= <i>T_j</i>

<i>2. W_{0 j}</i>⁼^0,3

<b>-</b>

Tra bảng B10.10/198[1]: <i>ε_σH</i>=0,72

</div><span class="text_page_counter">Trang 34</span><div class="page_container" data-page="34">

<i>Vậy trục đảmbảo an toàn về độ bền mỏi</i>

<b>-</b>

Tại chỗ băng truyền :

Với d = 55(mm) Tra bảng B9.1a/173+174[1] có thơng số then như sau:b = 16mm, h = 14mm, t<small>1</small> = 9mm, t<small>2</small> = 5,4mm, r<small>min</small> = 0,25, r<small>max</small> = 0,4mm + Có <i>l_{m 12}</i>=90 mm →l<i>_then</i>=(0,8÷ 0,9 ). l<i>_{m 12}</i>=(72 ÷ 81)mm

Chọn: <i>l_then</i>=75 mm

</div><span class="text_page_counter">Trang 35</span><div class="page_container" data-page="35">

<b>-</b>

<b>Trục II</b>

<i>Bảng thơng số đường kính các đoạn trục</i>

Chọn: <i>l_then</i>=130 mm

Tại chỗ lắp bánh vít:

Với d<small>bv</small> = 80(mm) Tra bảng B9.1a/173[1] Thông số then như sau:b = 22mm, h = 14mm, t<small>1</small> = 9mm, t<small>2</small> = 5,4mm, r<small>min</small> = 0,4, r<small>max</small> = 0,6mm + Có <i>l_{m 22}</i>=144 mm → l<i>_then</i>=(0,8÷ 0,9 ). l<i>_{m 22}</i>=(115,2 ÷129,6 )mm

Chọn: l<small>then</small> = 120 mmĐường

Kích thước tiết diện

</div><span class="text_page_counter">Trang 36</span><div class="page_container" data-page="36">

<i><b>-</b></i>

<i>Kiểm nghiệm độ mỏi của trục II</i>

Do <i>M</i>₇=0 nên ta chỉ kiểm tra hệ số an tồn khi chit tính riêng ứng suất tiếp

Theo bảng (10.6)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta tra được cơng thức tính momen cảmứng và momen xoắn của trục có 2 rãnh then lần lượt là:

<i>W_{O 7}</i>=<i>π d</i>₇<small>3</small>

16 ⁻

<i>d</i>₇ ⁼<i>π 70</i>³

</div><span class="text_page_counter">Trang 37</span><div class="page_container" data-page="37">

Tại tiết diện 7 với đường kính trục <i>d</i>₇=<i>70 mm</i> ta tra bảng (9.1)[ CITATIONTrị062 \l 1033 ] ta được kích thước then lần lượt là: b = 20, h = 18, <i>t</i>₁=11t₂=7,4

Do không dùng hệ số tăng bền. Hệ số tăng bền bề mặt <i>K_y</i>=1. Theo bảng (10.12)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] khi dùng dao phay ngón ta tra được:<i>K_σH</i>=2, K<i>_τ</i>=1,9

Theo bảng (10.10)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] với <i>d</i>₇=70 ta tra được:

Tra bảng (10.11)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta lấy các giá trị tỉ số lớn hơn nên:

<i>ε_σH</i> ^=2,63 và <i>^K_ε^τ</i>

Tra bảng (10.8)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta tra được: <i>K_x</i>=1,10

<b>-</b>

Vậy ta thay các số liệu vừa tra được vào các cơng thức mục 1 ta có được:

<i>K_{τd 7}</i>=2,63+1,1−11 ⁼^2,73

<i>K_{τd 7}</i>=2,6+1,1−11 ^=2,7

<b>-</b>

Vậy ta xác định được hệ số an toàn

<b> Thay số vào (3.7) ta có được: </b><i>sφ_{σHj ,}</i>= <i>σH</i>₋₁<i>K_σHdj. σH_aj</i>+<i>Ψ_σH. σH_mjsφ_{τ 7}</i>= 370,6

</div><span class="text_page_counter">Trang 38</span><div class="page_container" data-page="38">

Tra bảng (10.8)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta tra được: <i>K_x</i>=1,1

<b>-</b>

Vậy ta thay các số liệu vừa tra được các công thức trên ta có được:

1 ^=1,8

<i>K_{τd 6}</i>=2,3+1,1−11 ^=1,2

<b>-</b>

Vậy ta xác định được hệ số an toàn:

<b> Thay số vào (3.6) và (3.7) ta có được:</b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 39</span><div class="page_container" data-page="39">

Theo bảng (10.7)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] với <i>σH_b</i>=850 MPata tra được:

<i>σH_mj</i>=0,=¿<i>σH_{m 5}</i>=0 σH<i>_aj</i>=<i>M_j</i>

Tra bảng (10.8)[ CITATION Trị062 \l 1033 ] ta tra được: <i>K_x</i>=1,1

<b>-</b>

Vậy ta thay các số liệu vừa tra được từ cơng thức trên ta có được:

1 ^=1,8

</div><span class="text_page_counter">Trang 40</span><div class="page_container" data-page="40">

<i>K_{τd 12}</i>=2,3+1,1−11 ^=1,2

<b>Vậy ta xác định được hệ số an toàn</b>

<b>Vậy ta chọn được kiểu lắp là </b><i>k</i>₆

<b> Trục I</b>

Các số liệu đã có như sau:

+ Tốc độ quay : n = 1420 (vg/ph) + Thời gian sử dụng : 11200 (giờ) + Tải trọng: êm

a. Chọn loại ổ lănPhản lực tải các ổ là:Phản lực tại 0: <i>F_{r 0}</i>=

√

<i>F l</i><small>2</small><i>_x10</i>

hiệu ^d ^D ^D¹ ^d¹ ^B ^C¹ ^T <i>^{α (°)}</i> ^C,kN ^C^o^,kN

</div><span class="text_page_counter">Trang 42</span><div class="page_container" data-page="42">

+ Khả năng tải động yêu cầu của ổ lăn: <i>C_đ^yc</i>=<i>Q . L</i>^0,3=67,39 KN < 118kN

Vậy ổ lăn thỏa mãn tải trọng yêu cầu+ Khả năng tĩnh của ổ lăn:

</div>