ĐỒ ÁN MÔN HỌC TRANG TRÍ ĐỘNG LỰC THIẾT KẾ TRANG TRÍ HỆ THỐNG ĐỘNG LỰC TÀU HÀNG 1800 TẤN

Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (390.43 KB, 65 trang )

tkMH Tt®l tµu hµng 1800 tÊn Trang : 1

PHẦN I
GIỚI THIỆU CHUNG

1- Giới thiệu chung về tàu
1.1-Loại tàu, nhiệm vụ, vùng hoạt động.
- Tàu hàng 1800 là loại tàu vỏ thép,kết cầu hàn hồ quang, tàu được trang bị một
máy chính 6L350PN truyền động trực tiếp cho một hệ trục chân vịt tàu được thiết kế
để chở hàng khô.
- Tàu hàng 1800 được thiết kế thoả mãn hạn chế cấp II theo qui phạm phân cấp
và đóng tàu vỏ thép - 1997 do Bộ khoa học công nghệ và môi trường ban hành. Phần
động lực được thiết kế thoả mãn tương ứng cấp hạn chế II theo TCVN 6259-3: 1997
1.2-Các thông số kích thước của tàu.
§ Chiều dài lớn nhất L
max
= 69,75 m
§ Chiều dài thiết kế L = 66,3 m
§ Chiều rộng thiết kế B = 10,8 m
§ Chiều cao mạn H = 5,5 m
§ Chiều chìm T = 4,6 m
§ Lượng chiếm nước D = 2473,5 Tấn
§ Hệ số béo thể tích δ = 0,763
§ Máy chính 6L350PN
2- Động cơ chính.
2.1-Loại động cơ.
Máy chính 6L350PN do Tiệp Khắc (cũ) sản xuất là động cơ 4 kỳ 1 hàng xi lanh
thẳng đứng, 6 xilanh , tăng áp bằng tua bin khí thải. Làm mát xilanh bằng nước ngọt,

dầu nhờn và khí nạp bằng nước biển. Khởi động bằng khí nén, đảo chiều trực tiếp trục
chân vịt .
2.2-Các thông số chủ yếu của máy chính

- Kích thước phủ bì 6590×2054×3656
- Ký hiệu 6L350PN
- Công suất liên tục lớn nhất N
max
= 980 cv
tkMH Tt®l tµu hµng 1800 tÊn Trang : 2

- Công suất định mức N
e
= 980 cv
- Vòng quay định mức n = 375 v / p
- Vòng quay lớn nhất n
max
= 386 v/p
- Vòng quay nhỏ nhất n
min
= 120 v/p
- Đường kính xylanh D = 350 mm
- Hành trình piston S = 500 mm
- Số xylanh Z = 6
- Suất tiêu hao dầu đốt g
e
= 158 g / cv.h
- Tỷ số nén ε = 13,8

2.3- Các thiết bị gắn trên máy chính.
- Bơm nước biển làm mát : 01 chiếc
- Bơm nước ngọt làm mát : 01 chiếc
- Bơm dầu nhờn tuần hoàn : 01 chiếc
- Bơm tay dầu bôi trơn : 01 chiếc
- Máy nén khí : 01 chiếc
2.4 - Các thiết bị kèm theo máy chính
- Bầu lọc dầu đốt 01 chiếc
- Bầu lọc dầu nhờn: 01 chiếc
- Bầu làm mát dầu nhờn: 01 chiếc
- Bầu làm mát nước ngọt: 01 chiếc
- Ông bù hoà: 01 chiếc
- Bình khí nén khởi động: 02 chiếc
- Bình khí nén điều khiển: 01 chiếc
3-Thiết bị trong buồng máy.
3.1-Tổ máy phát điện.
3.1.1 - Diesel lai máy phát
- Kí hiệu: 6135A Caf
- Số lượng: 02 chiếc
- Công suất định mức (N
e
): 120 CV
tkMH Tt®l tµu hµng 1800 tÊn Trang : 3

- Vòng quay định mức (n): 1500 v/p
3.1.2- Máy phát điện
- Kí hiệu: TFHX 75
- Số lượng: 02 chiếc

- Nước sản xuất: TQ
- Công suất : 75 KW
3.1.3-Kèm theo mỗi tổ máy phát điện
- Bơm nước biển làm mát: 01 chiếc
- Bơm nước ngọt làm mát: 01 chiếc
- Bầu làm mát nước ngọt: 01 chiếc
- Bầu làm mát dầu nhờn: 01 chiếc
- Bơm dầu nhờn tuần hoàn: 01 chiếc
- Két nước giãn nở: 01 chiếc

TKMH TTĐL TÀU HÀNG 1800 TẤN
TRANG : 3

CHƯƠNG II
TÍNH SỨC CẢN VÀ THIẾT KẾ SƠ BỘ CHONG CHÓNG
A.Tính sức cản
1-Các thông số kích thước của tàu .
- Chiều dài lớn nhất L
max
= 69,75 m
- Chiều dài thiết kế L = 66,3 m
- Chiều rộng mép boong B = 10,8 m

- Chiều cao mạn H = 5,5 m
- Chiều chìm T = 4,6 m
- Lượng chiếm nước D = 2473,5 Tấn
- Hệ số béo thể tích δ = 0,763
- Công suất máy chính N
e
= 980 cv
2- Tính sức cản.
2.1-Phương pháp tính.
Ta có : L / B = 66,3 / 10,8 = 6,139
δ = 0,763
B / T = 10,8 /4,6 = 2,348
So sánh với điều kiện của phương pháp tính Papmel
L / B = ( 3,5 ÷ 14 )
δ = ( 0,35 ÷ 0,8 )
B / T = ( 1,5 ÷ 3,5 )
Vậy có thể sử dụng phương pháp Papmel để tính sức cản.
2.2-Tính sức cản.
Theo phương pháp Papmiel công suất kéo của tàu được xác định theo công thức
sau:
EPS=
0
3
.
C
V
L
D
S

Trong đó : D-trọng lượng tàu (tấn) D=γ.V.
L-Chiều dài tàu .
v
s
-Tốc độ tàu (hải lí/h).
γ-Trọng lượng riêng của nước biển γ =1,025 T/m
3
.
C
o
-Tính theo công thức C
0
=
Ψ.
.
X
C
p
λ

Với: Ψ = 10. δ.
L
B
: Là hệ số đặc trưng về hình dáng thân tàu.
δ-Hệ số béo thể tích δ=0,763.
X-Hệ số phụ thuộc vào số đường trục,với tàu một đường trục thì X=1.
TKMH TTĐL TÀU HÀNG 1800 TẤN
TRANG : 3

Với L< 100 m ⇒ λ = 0,7 + 0,03. L =0,944.
C
p
: Hệ số phụ thuộc vào Ψ và vận tốc tương đối
s
v
′
=
L
V
S
Ψ
.
C
p
-Tra theo đồ thị 6-1(Sách Lực cản tàu thuỷ).
Qúa trình tính toán theo bảng:
STT

Đại lượng tính
kí
hiệu
đơn
vị
Vận tốc giả thiết
1 Vận tốc giả thiết V
s
hl / h

8 9 10 11
2 Vận tốc giả thiết V
s
m / s 4,12 4,635 5,15 5,665
3
Hệ số hình dáng Ψ
Ψ=10.
L
B
.δ
Ψ
1,243 1,243 1,243 1,243
4
Vận tốc tương đối
V
s’
= V
s
L
ψ

V
s
hl / h

1,095 1,2323 1,3692 1,5062

5
Hệ số ảnh hưởng của số
đường trục

χ
1 1 1 1
6
Hệ số λ
0,944 0,944 0,944 0,944
7
Hệ số Papmel
(tra đồ thị Papmel )
C
P
98,5 92,4 91,3 89,6
8
Lượng chiếm nước

D Tấn 8373,8 8373,8 8373,8 8373,8

9
Công suất kéo
ψ
λ
X
Cp
V
L
D
EPS
S
.
.
3

=

EPS cv 238,5 362,02 502,6 681,7
10
Sức cản tàu
Vs
EPS
R .75=

R KG 4341,6 5857,9 7319,4 9025,2

2.3- Xác định tốc độ tàu và lực cản của nước.
Công suất truyền cho chong chóng
N
p
= Ne. η
dt
.K = 864,36( CV)
Trong đó : η
dt
: hiệu suất đường trục η
dt
= (0,96÷0,98) ;chọn η
dt
=
0,98
Ne : công suất của động cơ Ne =980 cv
TKMH TTĐL TÀU HÀNG 1800 TẤN
TRANG : 3

K : hệ số dự trữ công suất K = 0,9
Công suất đẩy tàu : EPS = N
P
. η
P
= 864,36.0,42 = 363,02 (CV)
Trong đó : η
P
: hiệu suất chong chóng
η
P
= (0,35÷0,65) => chọn η
P
= 0,42

- Tra đồ thị ta được :
Vận tốc thiết kế tàu V
tk
=9,0 hl/h
Sức cản tại tốc độ thiết kế R
tk
= 5857,9 KG
B.Thiết kế chong chóng
1-Chọn vật liệu cho chong chóng
Theo bảng 77 . chọn vật liệu chong chóng tuỳ theo loại tàu
(trang 257 sách thiết kế và lắp ráp thiết bị tàu thuỷ của Nguyễn Đăng Cường )
chọn loại đồng thau kí hiệu Aa55. 3. 1 ,giới hạn bền σ =48KG/cm

2

2- Hệ số dòng theo và dòng hút
a. Hệ số dòng theo
Theo Taylor ω = 0,5.δ-0,05
Với δ =0,763 => ω = 0,3315
b. Hệ số dòng hút
t = C
1
.ω
C
1
=(0,7-1,05) khi bánh láI có profin dạng khí động học => Chọn C
1
=0,75
⇒ t = 0,75.0,3315 = 0,249
3-Chọn số cánh chong chóng
-Vận tốc dòng chảy đến chong chóng v
p
= (1-ω)v
= (1-0,3315).4,635 = 3,098 (m/s)

-Sức cản tàu R = 5857,9 (KG)
-Lực đẩy chong chóng ứng với vận tốc v = 4,635 (m/s)
P =
t
-
1
R
=

249,01
9,5857
−
= 7796,24 (KG)
-Hệ số lực đẩy phụ thuộc vào đường kính
d
K
′
= v
p
.D
P
ς

Trong đó:
TKMH TTĐL TÀU HÀNG 1800 TẤN
TRANG : 3

ρ-Mật độ nước biển ρ = 104,5(KGs
2
/m
4
)
D-Đường kính chân vịt D = 2,8(m)
⇒
d
K
′

= 3,098.2,8
24,7796
5,104
= 1,0044
-Hệ số lực đẩy phụ thuộc vào vòng quay
n
K
′
=
4
P
np
vp ς

n
p
-vòng quay của hệ trục trên 1 giây n
p
=
60
ne
=
60
375
= 6,25 (v/s).
⇒
n
K
′
=

25,6
098,3
4
24,7796
5,104
= 0,422
Ta nhận thấy
n
K
′
<1,
d
K
′
<2 ⇒ Chọn số cánh chân vịt là Z = 4.
4-Chọn tỉ số đĩa theo điều kiện bền
θ ≥ θ
min
= 0,375
3
4
2
10
.
maxD
'.













PmZC
δ

Trong đó:
C
′
:Hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm chong chóng.
Với vật liệu là đồng thau
C
′
= 0,055.
m:Hệ số phụ thuộc vào loại tàu
Với tàu hàng m = 1,15.
D:Đường kính sơ bộ của chong chóng D = 2,8 (m).
δ
max
-Chiều dày tương đối lớn nhất của tiết diện cánh tạI bán kính R=0,6 Chọn
δ
max
=0,1.
⇒θ ≥ θ
min

= 0,375












4
2
10
24,7796.15,1
1,0.8,2
4.055,0

= 0,308
⇒Chọn θ = 0,55
5-Nghiệm lại vận tốc tàu để chong chóng sử dụng hết công suất
TKMH TTĐL TÀU HÀNG 1800 TẤN
TRANG : 3

N
o

Đại lượng tính
Kí
hiệu
Đ.vị Công thức tính Kết quả
1 Vận tốc tàu v hảilí /h Giả thiết 9 10
2 Vận tốc tịnh tiến v
p
m/s
v
p
=v(1-ω)
3,098 3,44
3
Lực đẩy chong
chóng
P KG
t
1
R
P
−
=

7796,24 9741,3
4
Hệ số lực đẩy
chong chóng
theo vòng quay
n
K

′

4
p
p
n
P
n
v
K
ς
=
′

n
p
=6,25 m/s
ς=104,5 KGs
2
/m
4

0,422 0,443
5
Độ trượt tương
đối
λ
p

Tra đồ thị λ
p
=f(
n
K
′
)
0,255 0,275
6
Tỷ số bước thực
tế kể đến ảnh
hưởng của chân
vịt
p
λ
′

p
λ
′
=λ
p
.a
Với tàu một chong
chóng a=1,05
0,267 0,289
7
Đường kính

chong chóng tối
ưu
D
opt
m
D
opt
=
pp
p
n
v
λ
′
.

1,85 1,9
8 Hệ số K
1

opt
42
1
Dn
P
K
ς
=

0,162 0,18

9 Tỉ số bước H/D
Tra đồ thị (K
1
,λ
p
)
0,58 0,66
10
Hiệu suất đẩy lí
thuyết
η
p

Tra đồ thị (K
1
,λ
p
)
0,38 0,41
11
Hiệu suất đẩy
thực Từ
η

w
1
t1
−
−

=η
t=0,249; w=0,3315
0,427 0,46
12
Công suất tiêu
thụ của chong
chóng

η75
.
'
vR
N
p
=

847,6 1090,64
13
So sánh 2 kết
quả của công
suất tiêu thụ
∆N
%
100
'
'
N
NN
p
pp

−
%
1,977 % 20,7%
Kết luận: Do ∆N = 1,977 < 2% nên vận tốc tàu là v = 9 (hải lí/h).
6-Nghiệm bền chong chóng
6.1-Nghiệm bền về tỉ số đĩa
θ
min
= 0,375
3
4
2
10
'.
max.
'












Pm
D

ZC
δ

TKMH TTĐL TÀU HÀNG 1800 TẤN
TRANG : 3

θ
min
= 0,375
3
4
2
10
24,7796.15,1
1,0.85,1
4.055,0













= 0,406 < 0,55
Vậy chong chóng thoả mãn điều kiện bền về tỉ số đĩa.
6.2-Kiểm tra độ bền xâm thực của chong chóng
θ ≥ θ
min
=
2
1
).(
.130
pp
c
Dn
P
K
ξ

Trong đó:
ξ
1
_Hệ số đặc trưng cho hiện tượng xâm thực của chân vịt
ξ
t
= (1,3÷1,6) ⇒ Chọn ξ
t
= 1,6.
K
c
_Hệ số nói đến ảnh hưởng của xâm thực
Tra đồ thị ứng với Z=4; H/D=0,58; λ

p
= 0,267 ⇒ K
c
=0,2
n
p
_Vòng quay của chong chóng ,n=6,25 (v/s).
D
p
_ Đường kính tối ưu của chong chóng , D
p
= 1,85 (m)
P_Áp suất tĩnh tuyệt đối tại vị trí đặt chong chóng
P = P
0
+
γ
.h
b
- P
d

P
0
_ áp suất trên mặt thoáng P
0
= 10330KG/m
2
.

P
d
_áp suất hơi bão hoà ở 20
0
C P
d
= 238 KG/m
2
.
γ
_Trọng lượng riêng của nước biển
γ
= 1025 KG/m
2
.
h
b
_Độ sâu của chong chóng so với mặt nước, h
b
= 3,3(m).
=> P = 10330 +1025.3,3 - 238 = 13474,5 KG/m
2

⇒ θ
min
=
( )
55,0413,085,1.25,6
5,13474
2,0.6,1.130

2
<=× .
Vậy điều kiện xâm thực được thoả mãn.
7-Xác định khối lượng và kích thước chong chóng
Khối lượng chân vịt được xác định theo công thức
2
00
6,0
0
4
6,0
3
4
.59,071,010.22,6
10.4
dl
D
e
D
d
D
b
D
Z
G
mm
γγ +













−+=
Trong đó :
* Z_số cánh Z=4.
TKMH TTĐL TÀU HÀNG 1800 TẤN
TRANG : 3

* γ
m
_Trọng lượng riêng của vật liệu làm chân vịt,vớiđồng thau γ
m
=8600 (KG/m
3
).
* b
0,6
_

Chiều rộng cánh tại 0,6R b
0,6

= b
m
.D/Z
Với b
m
_Chiều rộng tương đối lớn nhất của tiết diện cánh.Với θ = 0,55 có
b
m
= (1,1-1,3) => Chọn b
m
= 1,2.
⇒ b
0,6
= 1,2.
4
1,85
= 0,555
* e
0,6
-Chiều dày lớn nhất của tiết diện cánh tại bán kính R
0,6
e
0,6
= e
0
-0,6(e
0
-e
R
)

e
0
_Chiều dày giả định của cánh tại củ chong chóng.e
0
= (0,04-0,055)D
e
0
= (0,074-0,102) (m). =>chọn e
o
= 0,095(m)
e
R
_Chiều dày đỉnh cánh
e
R
=
1000
)50(08,0 DD
−
= 0,00713 (m).
⇒e
0,6
=0,095-0,6(0,095-0,00713) = 0,042(m).
* d
0
_Đường kính trung bình của củ chong chóng
d
0
=(0,17-0,2)D = 0,315- 0,37 => Chọn d
0

= 0,35 (m).
* l
0
_Chiều dài củ chong chóng l
0
=(1,5-1,7)d
0
= 0,525-0,595 (m)
Chọn l
0
= 0,55 (m).
⇒Thay số được G = 738,23 (KG).
* Đường kính phía trước củ chong chóng d
t
= 0.225D = 0,416 (m)
* Đường kính phía sau củ chong chóng d
s
= 0,18D = 0,333 (m)
* Đường kính lớn nhất của phần lỗ khoét
d
k
= 0,1.









n
N
p
- 0,025.D
Với N
p
= 864,36 (CV)
n = 375 (v/p)
d
k
= 0,106 (m)
* Chiều dài phần khoét lỗ l = 0,1.D = 0,185 (m)

TKMH TTĐL TÀU HÀNG 1800 TẤN
TRANG : 3

d2
d
1
L
L

d
k
D

THIẾT KẾ MÔN HỌC

PHẦN III
THIẾT KẾ HỆ TRỤC

1-Chọn vật liệu chế tạo trục

Vật liệu chế tạo cả 2 đoạn trục trên đều được chế tạo bằng thép rèn (thép 35) có cơ tính:
- Giới hạn bền kéo: [σ
k
] = 5400 (KG/cm
2
)
- Giới hạn bền chảy: [σ
ch
] = 3200 (KG/cm
2
)
- Trọng lượng riêng: γ = 7,85.10
-3
(KG/cm
3
)
- Môđuyn đàn hồi của vật liệu: E = 2,1.10
6
(KG/cm
3
)
2-Tính đường kính các đoạn trục
2.1-Đường kính trục chân vịt
Theo qui phạm :
3
2
.
160
560
100 K

Tn
H
Kd
s
s
+
≥
ST
T
ĐẠI LƯỢNG TÍNH
KÍ
HIỆU
ĐƠN
VỊ
NGUỒN GỐC TÍNH
KẾT
QUẢ
1 Công suất liên tục lớn nhất H Kw Theo lý lịch máy 720,6
2
Vòng quay của trục chân
vịt ở CS liên tục lớn nhất
n v/f Theo lý lịch máy 375
3
Hệ số tính toán đường
kính trục
K
2

Được xác định theo bảng
3.6.3

1,26
4
Hệ số tính toán trục rỗng
hoặc đặc
K Với trục đặc 1,0
5
Giới hạn bền kéo danh
nghĩa của vật liệu trục
T
s
N/mm
2
Theo bảng 6.2.4.1 540
6
Đường kính tính toán của
trục chong chóng
d
s
mm
3
2
.
160
560
100 K
Tn
H
Kd
s
s

+
≥

145,42

Kết luận :
Chọn đường kính trục chong chóng là d
CV
=200 (mm)
2.2-Đường kính trục lực đẩy
Theo quy phạm :

3
).
160
560
.( 1,1 k
Tn
N
Fd
s
d
+
≥ = 126,95 mm
Trong đó : F - hệ số tra bảng 3/6.1 , với động cơ diesel F= 100
Các thành phần khác giống phần đường kính trục chân vịt
Kết luận : Chọn d
d
= 200 (mm)

THIẾT KẾ MÔN HỌC

3-Tính các thiết bị trên hệ trục
3.1-Bích nối và bulông bich nối
3.1.1-Bích nối

STT

TÊN GỌI
KÍ
HIỆU
ĐƠN
VỊ
NGUỒN GỐC TÍNH
KẾT
QUẢ
1
Đường kính lớn của phần
côn trụ
D
K
mm D
K
= d
s
(đã tính ) 200

2
Chiều dài phần lỗ côn L mm
L = (1,3÷2 ).D
K
=260÷400
340
3
Đường kính ngoài cuả mặt
bích nối
D
1
mm
D
1
= 2.D
K

Kết hợp với bảng 6-
31sách TK & LR TBTH

450
4
Đường kính vòng chia
bulong
D
2
mm
D
2
= (1,56÷1,75)D

K

= 312÷385
375
5
Chiều dày mặt bích đo tại
vòng chia
b
1
mm
b
1
= (0,19÷0,23).D
K

= 38 ÷ 46
50

Chiều dày mayơ bích nối S mm
S = (0,12÷0,2)
= 24 ÷ 40
35
7
Đường kính trong của bích

D
0
mm
Chọn theo bảng 6-hình
11ab

250

b1
D0
D2
D1
S
db
Dk

THIẾT KẾ MÔN HỌC

3.1.2-Bulong bích nối.
Theo quy phạm :
d
b
≥
( )
b

S
cv
nDT
Td 160
3
+

STT TÊN GỌI
KÍ
HIỆU
ĐƠN
VỊ
NGUỒN GỐC TÍNH
KẾT
QUẢ
1
Đường kính trục lực đẩy

d
d
mm đã tính 200
2
Số lượng bulông n chọn theo bảng 6 trang 31 6
3
Đường kính vòng chia D mm đã tính 375
4
Giới hạn bền kéo v/l
trục
T
s

N/mm
2
Thép CT40 540
5
Giới hạn bền kéo v/l
bulong
T
b
N/mm
2

T
s
≤T
b
≤1,7T
s
700
6
Đường kính sơ bộ
bulong
d
b
mm
d
b
≥ 0,65
( )
b
S

cv
nDT
Td 160
3
+

38,75
Kết luận : Chọn đường kính bulông bích nối là d
b
= 40 (mm)
3.2-Áo bọc trục
Sử dụng áo bọc trục bằng thép không gỉ . Theo quy phạm chiều dày áo bọc trục
được xác định như sau :
t
1
= 0,03.d
s
+ 7,5 =13,5 mm
t
2
=3.t
1
/4 = 11,25 mm
D
a
= d
s
+ 2.t
1
= 230 mm

Trong đó :
D
a
:đường kính ngoài áo trục.
t
1
: chiều dày áo bọc trục tại vùng có ổ đỡ.
t
2
: chiều dày áo bọc trục tại vùng không có ổ đỡ.
d
s
: đường kính trục chân vịt.
d
s
= 200 mm

D
t1
t2
L

THIẾT KẾ MÔN HỌC

3.3-Ống bao trục.
Vật liệu chế tạo ống bao là thép.
Chiều dày ống bao giữa 2 ổ đỡ : S
1
= 0,05D
a
+20 =31,5 (mm)
Chiều dày ống bao chỗ lắp ổ đỡ : S
2
= (1,5 - 1,8 )S
1
= 50 (mm)

3.4-Ổ đỡ.
Sử dụng loại ổ đỡ cốt bạc cao su kim loại bôi trơn làm mát trực tiếp bằng nước
biển, các kích thước chính của bạc được xác định qua bảng sau:

STT

TÊN GỌI

KÍ
HIỆU

ĐƠN
VỊ
CÔNG THỨC TÍNH
KẾT
QUẢ
1
Đường kính trục chân vịt d
s
mm Đã tính 200
2
Chiều dài ổ đỡ phía lái L
1
mm L
1
≥
3. d
s
=600 650
3
Chiều dài ổ đỡ phía mũi L
2
mm
L
2
≥(1÷2).d
s
=200÷400

450
4
Chiều rộng múi bạc B mm
B = (70÷90) mm
70
5
Chiều dày múi bạc H mm
H = (15÷25) mm
20
6
Chiều sâu rãnh nước làm
mát trên cung 80
0

t mm t = 0,01.d
s
2,0
7
Bán kính rãnh nước R mm R = 0,443.d
s
88,6

S2
S1

THIẾT KẾ MÔN HỌC

3.5-Tính chọn then

ST
T
TÊN GỌI
KÍ
HIỆU
ĐƠN
VỊ
CÔNG THỨC
KẾT
QUẢ
1
Độ côn ngõng trục Chọn 1:12
2
Chiều dài phần côn L
K
mm (1,6;1,8;2;2,2;2,6;3,3).d
s
400
3
Đường kính nhỏ của côn D
min
mm 170
4
Đường kính trung bình D
TB
mm D
TB
= 0,5.(d
s
+ D

min
) 165
5
Công suất trên trục N KW Lí lịch máy 720,6
6
Vòng quay trên trục n v/p Lí lịch máy 375
7
Mô men xoắn trên trục T N.mm T= 9,55.10
6
.N/n 18,35.10
6
8
Chiều rộng then b mm
b = (0,2÷0,3).d
s

45
9
Chiều dày then
- Then chong chóng
- Then bích nối

L
t
s
L
t
b

mm
mm

L
t
s
= (0,9÷0,96).L
k
s
L
t
b
= (0,9÷0,96).L
k
b
Trong đó :
L
k
: Chiều dài may ơ

360
300
10
Kích thước then
h
t
1
t
2
mm

mm
mm
Chọn theo bảng 9.1.a
sách thiết kế hệ dẫn động
cơ khí
25
13
12,2

4-Bố trí trục
Bố trí hệ trục gồm có:
- Đoạn trục chong chóng có chiều dài L
CC
= 4000 (mm) được đặt trên 2 gối đỡ trong
ống bao trục.
- Đoạn trục lực đẩy có chiều dài L
LĐ
= 1350 (mm) được được đặt trên 1 ổ đỡ chặn.
Hệ trục nằm song song và cách chuẩn là 1300 (mm).
- Coi hệ trục như một đoạn dầm siêu tĩnh được đặt trên các gối đỡ, đầu bích coi như
một ngàm cứng, lực phân bố trên đoạn trục coi như đều. Khi đó ta sẽ có sơ sơ đồ tải
trọng tác dụng lên gối đỡ như sau:

THIẾT KẾ MÔN HỌC

l

l0
l1
l2
l3
lL§
lCC
G
R0
M0
0
1
2
3
R1
M1
R2
M2
R3
M3
q

Bố trí khoảng cách giữa các gối như sau:
L
0
’ = 75 cm
L
0
= 120 cm
L
1

= 165 cm
L
2
= 180 cm
L
3
= 70 cm
L
cv
= 400 cm
L
đ
= 135 cm
5-Tính phụ tải tác dụng lên gối trục
Trong quá trình làm việc, hệ trục chịu tác dụng của các lực sau:
+ Trọng lượng của chong chóng: G = 738,23 (KG)
+ Tải trọng phân bố trên trục (do trọng lượng bản thân):
Do ta chọn đường kính trục chân vịt bằng đường kính trục đẩy d
cv
= d
đ
= d =
20cm nên :
q
cv
= q
đ
=
4

2
γπ d
= 2,45 KG/cm
Trong đó :
- γ : trọng lượng riêng vật liệu trục, γ = 7,8.10
-3
(KG/cm
3
)
- Mô men xoắn do động cơ truyền cho chong chóng:

cv
e
x
n
N
M
75.10.55,9
2
=
= 187180 (KG.mm)
- Lực đẩy của chong chóng
5.1- Tải trọng phân bố trung bình, đường kính trung bình, mômen quán tính trung
bình của các đoạn trục giữa các gối đỡ.
- Tải trọng phân bố trung bình:
Do ta chọn d
cv
= d
đ
= d = 20 (cm) nên :

THIẾT KẾ MÔN HỌC

q
01
= q
12
= q
23
= q
cv
= q
đ
= 2,45 (KG/cm)
- Đường kính trung bình giữa các gối:
Do ta chọn d
cv
= d
đ
= d = 20cm nên :
d
01
= d
12
= d
23
= d
cv

= d
đ
= 20 (cm)
- Mômen quán tính tiết diện các đoạn trục.
Do ta chọn d
cv
= d
đ
= d = 20cm nên :
J
01
= J
12
= J
23
= J
cv
= J
đ
=
64
.
4
cv
dπ
= 7850 cm
4

5.2-Hệ phương trình 3 mômen.
Ta có dạng tổng quát cho gối thứ n









+=+








++
+
++
+
++
+
+−
1
3
11
3

1
11
1
11

.
4
1
.
.2
.
n
nn
n
nn
n
nn
n
n
n
n
n
n
nn
J
Lq
J
Lq
J
LM

J
L
J
L
M
J
LM

Với n = 1÷3
Thiết lập hệ phương trình 3 mômen :
- Tại gối 0 :
M
0
= - (G
cv
.L
0
’ + q
cv
.L
0
2
/2) = -(738,23.75+2,45.
2
120
2
) = - 73007,25 (KG.cm)
- Tại gối 1 :










+=+








++
2
3
22
1
3
101
12
22
12
2
01
1
1

01
10

.
4
1
.
.2
.
J
Lq
J
Lq
J
LM
J
L
J
L
M
J
LM

M
0
+4,182.M
1
+1,09.M
2
= 38324,4

- Tại gối 2 :









+=+








++
23
3
323
12
3
212
23
33
23

3
12
2
2
12
21

.
4
1
.
.2
.
J
Lq
J
Lq
J
LM
J
L
J
L
M
J
LM

M
1
+2,7778M

2
+0,3889M
3
= 21012,15

- Tại ngàm 3 :









=








+
23
3
323
23
3

3
23
32
.
.
4
1
.2
.
J
Lq
J
L
M
J
LM

M
2
+2.M
3
=3001,25
Hệ phương trình 3 mômen :
M
0
= - 73007,25

THIẾT KẾ MÔN HỌC

M
0
+4,182.M
1
+ 1,09.M
2
= 38324,4
M
1
+ 2,7778M
2
+0,3889M
3
= 21012,15
M
2
+2.M
3
= 3001,25
Kết quả :
M
0
= -73007,25(KG.cm)
M
1
= 27316,4 (KG.cm)
M
2
= -2666,27 (KG.cm)

M
3
= 2833,76 (KG.cm)
5.3-Phản lực tại các gối đỡ.
Dạng tổng quát cho gối n
R
n
=
1
1111
2
.
2
.
+
+−++
−
+
−
++
n
nn
n
nnnnnn
L
MM
L
MMLqLq

- Tại gối 0 :

R
0
=
1
01101001
2
.
2
.
L
MM
G
LqLq
cc
−
+++
= 147 +202,125 + 738,23 + 608,022 = 1695,4 (KG)
- Tại gối 1 :
R
1
=
2
12
1
10212101
2
.
2
.
L

MM
L
MM
Lq
Lq
−
+
−
++
= 202,125 + 220,15- 608,022- 166,57 = -252,317 (KG)
- Tại gối 2 :
R
2
=
3
23
2
21
323
212
2
.
2
.
L
MM
L
MM
Lq
Lq

−
+
−
++
= 220,5 +85,75+166,57 +78,57 = 551,39 (KG)
- Tại ngàm 3 :
R
3
=
3
32323
2
.
L
MMLq
−
+ =
=85,75- 78,57 = 7,18 (KG)
Nghiệm lại kết quả :
Theo điều kiện :

∑
∑
= RQ

∑
Q = G +
∑
ii
Lq .

= G + q
cv
.L
cv
+ q
d
.L
d

THIẾT KẾ MÔN HỌC

=738,23 + 2,45.400 + 2,45.135 = 2048,98 KG

∑
R = R
0
+ R
1
+ R
2
+ R
3

= 2001,653 KG
Sai số δ :
δ = %100.
∑

∑
∑
−
Q
RQ
= 2,3 %
Vậy δ < [δ] =5%

Kết luận : Thừa nhận kết quả tính toán:

Gối 0 1 2 3
Mômen (KG.cm) -73007,25 27316,4 -2666,27 2833,76
Phản lực (KG) 1695,4 -252,317 551,39 7,18

5.4-áp lực trên các gối đỡ.
5.4.1-áp lực trục chong chóng.
P
i
=
aL
R
i
i
.).cos.21(
2
α+
(KG/cm
2

)
Trong đó :
i = ( 0;1)
α=
n
π
.2
= 0,78
Với n là số múi bạc cao su, n = 8
L
1
: Chiều dài bạc sau L
1
= 65 cm
L
2
: Chiều dài bạc trước L
2
= 45 cm
a : Bề rộng múi bạc a = 7 cm
R
0
= 1695,4 KG
R
1
= 252,317 KG
Kết quả :
P
0
= 1,85 KG/cm

2
P
1
= 0,4 KG/cm
2
Với kiểu bạc cao su [P] = 3,5 KG/cm
2

THIẾT KẾ MÔN HỌC

Kết luận :
Kiểu bạc cao su đã chọn thoả mãn yêu cầu về áp lực riêng , như vậy bạc trục
chong chóng làm việc an toàn .
5.4.2-áp lực trục lực đẩy.

P
2
=
22
2
.Ld
R
= 1,84 (KG/cm
2
)
Trong đó :
R
2

: Phản lực tại gối đỡ trục lực đẩy R
2
= 551,39 KG
d
2
: Đường kính trục lực đẩy

d
2
= 20 cm
L
2
: Chiều dài bạc trục lực đẩy L
2
= 15 cm
Với kiểu bạc trục bằng hợp kim babít [P] = 5 KG/cm
2

Kết luận : Bạc trục lực đẩy làm việc an toàn.
6-Nghiệm bền hệ trục và các chi tiết
6.1-Nghiệm bền trục theo hệ số an toàn.

STT

TÊN GỌI
KÍ
HIỆU
ĐƠN VỊ CÔNG THỨC TÍNH KẾTQUẢ

1

Vật liệu chế tạo trục thép 35
2
Giới hạn chảy của vật liệu
σ
c

KG/cm
2
3200
3
Mômen uốn lớn nhất trên
đoạn trục
-Trục lực đẩy
-Trục chân vịt

M
umax

M
umax

KG.cm
KG.cm
Lấy theo kết quả phần
trước

2833,76
73007,25
4
Đường kính nhỏ nhất của
đoạn trục dài nhất
-Trục lực đẩy
-Trục chân vịt

d
min

d
min

cm
cm

20
20
5
Mômen cản uốn tại tại tiết
diện trục nguy hiểm
-Trục lực đẩy

-Trục chân vịt

W
u

W
u

cm
3

cm
3

W
u
=
32
.
3
min
dπ

785
785

6
ứng suất uốn phát sinh trên
trục
-Trục lực đẩy
-Trục chân vịt

σ
u

σ
u

KG/cm
2

KG/cm
2

σ
u
=
u
W
Mumax

3,61
93
7
Lực đẩy chân vịt P KG Đã tính 7796,24

THIẾT KẾ MÔN HỌC

STT

TÊN GỌI
KÍ
HIỆU
ĐƠN VỊ CÔNG THỨC TÍNH KẾTQUẢ

8
Diện tích mặt cắt tại vùng
nguy hiểm
-Trục lực đẩy
-Trục chân vịt

F
F

cm
2

cm
2

F =
4
.
2
min
dπ

314
314
9
ứng suất do lực đẩy chong
chóng
-Trục lực đẩy
-Trục chân vịt

σ
n

σ
n

KG/cm

2

KG/cm
2

σ
n
=
F
P

24,83
24,83
10
ứng suất do lắp ráp thiếu
chính xác
σ
m

KG/cm
2

Tra sổ tay công nghệ
(với phương pháp nối
cứng)
300
11
Tổng ứng suất phát sinh trên

trục
-Trục lực đẩy
-Trục chân vịt

σ
σ

KG/cm
2
KG/cm
2

σ = σ
m
+ σ
u
+ σ
n

328,44
417,83
12
Mômen xoắn trên trục M
x
KG.cm
cv

e
x
n
N
M
75.10.55,9
2
=

187180
13
Mômen cản xoắn tại tiết
diện nguy hiểm
-Trục lực đẩy
-Trục chân vịt

W
x

W
x

cm
3

cm
3

W
x
=
16
.
3
min
dπ

1570
1570
14
ứng suất xoắn phát sinh trên
trục
-Trục lực đẩy
-Trục chân vịt

T
x
T
x

KG.cm
2

KG.cm
2

T
x
=
x
W
Mx

119,22

119,22
15
Tổng ứng suất phát sinh
-Trục lực đẩy
-Trục chân vịt

σ
∑
σ
∑

KG/cm
2

KG/cm
2

σ
∑
=
22
Tx.3+σ

484,58
566,07
16
Hệ số an toàn cho phép [n]
[n] = (2,8
÷
5,8)

17
Hệ số an toàn của trục
-Trục lực đẩy
-Trục chân vịt

n
n

n =
Σ
σ
σ
c

6,6
5,65

Kết luận : Trục được thiết kế thoả mãn về hệ số an toàn.
6.2-Nghiệm biến dạng xoắn.

THIẾT KẾ MÔN HỌC

Do ta chọn đường kính trục lực đẩy bằng đường kính trục chân vịt nên cần chỉ tính cho
trục chân vịt vi trục chân vịt chịu tải trọng lớn hơn, nếu trục chân vịt thoả mãn thì trục
lực đẩy cũng thoả mãn.

THIẾT KẾ MÔN HỌC

STT

TÊN GỌI
KÍ
HIỆU
ĐƠN VỊ
CÔNG THỨC
TÍNH
KẾT
QUẢ
1

Vật liệu trục Thép 35
2
Đường kính trục trục chân vịt d
c
mm theo thiết kế 20
3
Mômen quán tính độc cực tại
tiết diện nguy hiểm

J
P
c
cm
4
J
P
=
32
.
4
i
dπ

15700
4
Mô đun đàn hồi vật liệu trục E KG/cm
2
Thép 35 2,1.10
-6

5
Hệ số poát xông
µ

µ = (0,25÷0,33)
0,3
6
Môđun đàn hồi loại 2 G KG/cm
2
G =
)1.(2 µ+
E

807692
7
Mômen xoắn trục M
X
KG.cm
cv
e
x
n
N
M
75.10.55,9
2
=

187180
8

Góc xoắn cho phép
[ϕ]
0
/m Theo quy phạm 0,45
9
Góc xoắn trên trục chân vịt

ϕ
c

0
/m
ϕ =
P
X
JG
M

100 180
π

0,085

Kết luận :
Từ kết quả tính toán ta thấy ϕ < [ϕ]. Như vậy trục được thiết kế thoả mãn về góc xoắn.

6.3-Kiểm tra độ võng do uốn.
Kiểm nghiệm trục về độ võng là việc đi xác định độ võng lớn nhất của các đoạn

trục sau đó đem so sánh với độ võng cho phép theo quy phạm của Đăng Kiểm.Nếu độ
võng tính được nhỏ hơn độ võng cho phép thì có nghĩa là độ võng của trụcđảm
bảo.Tiến hành kiểm tra độ võng cho đoạn trục dài nhất và có mômen uốn lớn nhất
(đoạn 0-1 trên trục chân vịt).

THIẾT KẾ MÔN HỌC

STT TÊN GỌI
KÍ
HIỆU
ĐƠN VỊ

CÔNG THỨC TÍNH KẾT QUẢ
1
Chiều dài đoạn trục dài
nhất
L cm Theo thiết kế 180
2
Trọng lượng đơn vị dài q KG/cm đã tính 2,45
3

Mômen uốn cực đại M KG.cm M = M
0
73007,25
4
Trọng lượng bản thân
đoạn trục
G KG G = q.L 441
5
Môđun đàn hồi vật liệu E KG/cm Với thép CT45 2,1.10
6

6
Mômen quán tính tiết diện

J cm
4
Đã tính 7850
7
Độ võng do trọng lượng
bản thân
f
1
cm
f
1
=
J
E
LG
.

.
384
5
3

1,57.10
-3
8
Độ võng do uốn f
2
cm
f
2
=
J
E
LM
.
.
16
.
2

7,5.10
-3
9
Độ võng tổng f cm f = f
1
+ f
2

9,07.10
-
3

10
Độ võng cho phép [f] cm
[f] =
1750
L

94,3.10
-3
Kết luận :
Độ võng trục f nằm trong giới hạn cho phép (f < [f]) .Như vậy trục làm việc an toàn
6.4-Nghiệm độ ổn định dọc trục
TT ĐẠI LƯỢNG TÍNH
KÍ
HIỆU
ĐƠN VỊ CÔNG THỨC TÍNH KẾT QUẢ

1 Chiều dài đoạn trục lớn nhất

1
l

cm Đã có 180
2 Đường kính đoạn trục

cc
d