Tính toán thiết kế cầu trục tải trọng 12 tấn

g của đặt tải. Lấy =1 Bước đầu chọn sơ bộ ====1 => Ta có: : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền được xác định theo công thức: Trong đó: : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương . Với : c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay. c = 1 n : Số vòng quay trong 1 phút. n = 14,7 (v/ph) : Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét: Tra bảng 6.2 [1] có: = 1,8HB = 1,8. 200 = 360 (MPa) SF2 = 1,75 => (Chu kỳ) Ta thấy: NFE4 > NFO4 do vậy ta lấy NFE4 = NFO4 để tính, do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: KFL4 == 1 => Ứng suất uốn cho phép: * Với bánh răng số nhỏ: Từ công thức : Trong đó: : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. Lấy =1 : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. Lấy =1 : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Lấy =1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải. Lấy =1 Bước đầu chọn sơ bộ ====1 => Ta có : : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền được xác định theo công thức: Trong đó: : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Với : c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay. c = 1 n : Số vòng quay trong 1 phút. n = 92,6 (v/ph) : Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét: Tra bảng 6.2 [1] ta có: = 1,8HB = 1,8. 240 = 432 (MPa) SF2 = 1,75 => (Chu kỳ) Ta thấy: NFE3 > NFO3 do vậy ta lấy NFE3 = NFO3 để tính, do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: KFL3 == 1 => Ứng suất uốn cho phép: c. Ứng suất cho phép khi quá tải. * Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: => * Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: => 3. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền Đối với hộp giảm tốc, thông số cơ bản là khoảng cách trục aw. Nó được xác định: Trong đó: : Tỉ số giữa chiều rộng răng và khoảng cách trục. Tra bảng 6.6 [1] ta chọn = 0,4. Ka : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5 [1] ta chọn Ka = 43 (Mpa1/3) TII : Momen xoắn trên bánh chủ động. TII = 2518477 (N.mm) : Ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền. = 427,3(MPa) U2 : Tỷ số truyền trục mang bánh chủ động. u2 = 6,3 KHβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. Với hệ số Tra bảng 6.7 [1] chọn KHβ = 1,05 Vậy (mm) Chọn aw1 = 394 (mm). 4. Các thông số ăn khớp a. Mô đun (m): Mô đun được xác định từ điều kiện bền uốn. m1 = (0,010,02).aw = (0,010,02).394 = (3,947,88) Tra bảng 6.8 [1] ta lấy m = 4 (mm) b. Xác định số răng, góc nghiêng răng β, hệ số dịch chỉnh x. Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ Z1, số răng bánh lớn Z2, góc nghiêng β của răng và mođun trong bộ truyền ăn khớp ngoài có liên hệ với nhau theo công thức: Đối với bánh răng trụ răng thẳng trong hộp giảm tốc ta có góc nghiêng răng - Số răng bánh nhỏ: (răng) Ta chọn Z3=27 (răng) - Số răng bánh lớn: Z4 = Z3.u2 = 27.6,3 = 170,1 (răng) Ta chọn Z4 = 170 (răng) * Tính lại tỷ số truyền: * Tính lại khoảng cách trục: c. Đường kính vòng chia. + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: d. Đường kính đỉnh răng. + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: e. Đường kính chân răng. + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: f. Đường kính vòng cơ sở. + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: g. Chiều rộng vành răng. Ta có chiều rộng vành răng được tính theo công thức:  : Tỷ số giữa chiều rộng răng và khoảng cách trục. Tra bảng 6.6[1] chọn = 0,4 + Bánh nhỏ: + Bánh lớn: 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau: [sH] Trong đó: - ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5 [1] : Trị số của các hệ số .... và được =274 - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : ZH = 1 - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Vì nên Ze = Trong đó: ea: Là hệ số trùng khớp ngang. ea = [1,88 - 3,2()]cosb = = 1,7 Þ Ze = =0,7 - KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: . Với: + : Hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng. Tra bảng 6.7[1] chọn = 1,08. + KHa: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp: Vận tốc vòng của bánh răng :. Tra bảng 6.14 [1] chọn = 1,16. + KHv: Hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp: KHV = 1 + với VH = dH.g0v . v = 0,53 (m/s). . dH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15 [1] chọn dH = 0,002. . g0 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng. Tra bảng 6.16 [1] chọn g0 = 73. Þ VH = dH.g0v = 0,002.73.0,53. = 0,6 Þ KHv == 1 + = 1 =1,08 x 1,16 x 1= 1,26 Vậy ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Trong đó: + [sH] = 427,3 (MPa) + Zv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng khi HB ≤ 350, v < 5 (m/s) ® chọn Z = 1. (Theo 6.1) + Zr: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra ≤ 1,25…0,63(mm) Þ lấy ZR = 1. (Theo 6.1) + KXH : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng, khi da3 ≤ 700 (mm) Þ lấy KxH = 1 ® Ta thấy: chênh lệch DsH = = = 0,37% < 4% ® Thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc Tính chính xác bw3: Để thỏa mãn điều kiện tiếp xúc 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép: Trong đó: - TII : Mômen xoắn trên bánh chủ động. TI = 2518477 (N.mm) - m : Môđun pháp. m = 4 (mm) - bW3 : Chiều rộng vành răng. bW3 = 163 (mm) - dW3: Đường kính vòng lăn bánh chủ động. dW3 = 108 (mm) - Ye : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Ye = = 1 - Yb : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : - YF3, YF4 : Hệ số dạng răng của bánh 3 và 4 chúng phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh. Vì ta dùng bánh răng không dịch chuyển nên hệ số dịch chuyển x = 0. Tra Bảng 6.18 [1] chọn: YF3= 3,65 YF4= 3,6 - KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn: + KF : Hệ số kể đến sự phân bổ không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn. Tra bảng 6.7 [1] chọn KF = 1,17 + KFa: Hệ số kể đến sự phân bổ không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. Tra bảng 6.14 [1] chọn KFa = 1,37 + KFv: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn với F = dFg0v Tra bảng 6.15 [1] chọn: dF = 0,006 : Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của sai số ăn khớp. Tra bảng 6.16 [1] chọn: g0 = 73 : Hệ số kể đến sự ảnh hưởng sai lệch bước răng. Vận tốc vòng của bánh răng : Þ vF = dFg0v = 0,006.73.0,53 = 1,84 Þ KFv == 1 + = 1 Þ KF = 1,17.1,37.1 = 1,6 Þ Ứng suất uốn chân răng bánh 4(Bánh bị động) Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép: [sF3]CX = [sF3]YRYSKxF [sF4]CX = [sF4]YRYSKxF Trong đó : + YR : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng khi mặt lượn được đánh bóng YR = 1 + YS : Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. YS = 1,08 – 0,0695ln(m) với mođun m = 4 (mm) Þ YS = 1,08 – 0,0695ln(3) = 1 + KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn, vì da3 KxF=1 Þ [sF3]CX =[sF3]YRYSKxF =212.1.1.1 = 212 (MPa) > sF1 [sF4]CX = [sF4]YRYSKxF = 210.1.1.1=210 (MPa) > sF2 Þ Vậy thoả mãn điều kiện độ bền uốn. 7. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy, hãm máy ..) với hệ số quá tải: Trong đó: : Mô men xoắn khi quá tải. T : Mô men xoắn danh nghĩa. Vì vây cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại: Để đánh giá biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax không được vượt quá một giá trị cho phép [sH]max = 1260(MPa) = 481 (MPa) < [sH]max = 1260 (MPa) => Thoả mãn điều kiện quá tải. Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh trên mặt lượn chân răng, ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax không được vượt quá một giá trị cho phép [sF]max = 360(MPa) sFmax = sF. Kqt = 212.1,5 = 318 < [sF]max =360(MPa) => Thỏa mãn điều kiện quá tải. 2.3.4. Tính toán thiết kế trục. SƠ ĐỒ PHÂN TÍCH LỰC I – TRỤC I. Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có = 600MPa. Ứng suất xoắn cho phép MPa. 1. Tải trọng tác dụng lên trục. - Lực vòng: - Lực hướng tâm: 2. Tính sơ bộ trục. Đường kính trục được xác định bằng mômen xoắn theo công thức: Trong đó: - T: Momen xoắn trên trục I. TI = 359526 (Nmm) - [t] : ứng suất xoắn cho phép. Với vật liệu là thép 45 và trục là trục đầu của hộp giảm tốc. Chọn [t] =17(MPa). Chọn d = 50 mm 3. Xác định khoảng cách giữa gối đỡ và điểm đặt lực. Tra bảng 10.2[1] Chọn b=27 mm Chiều dài MayƠ bánh răng: Ta có: bw1 = 134(mm) Lm13 = (0,8-1,8)d = (0,8¸ 1,8).134 = 107,2 ¸241,2 Þ Do lắp bánh răng lên ta Chọn lấy lm13 = bw1 = 134 (mm) Tra bảng 10.3[1] ta có kích thước liên quan: - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc cách giữa các chi tiết quay: k1 = 10 (mm) - Khoảng cách từ mặt mút ở ổ đến thành trong của hộp giảm tốc: k2 = 10 (mm) - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 (mm) - Chiều cao nắp ổ và đầu bulong. hn = 15 (mm) - Khoảng cách công xôn trên trục tính từ chi tiết ngoài hộp đến gối đỡ. + l11 = l21 = 376 (mm) + l = 0,5(lm13 + b0) + k1 + k2 = 0,5.(134 + 27) + 10 + 10 = 100,5(mm) 4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. a. Vẽ sơ đồ chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục : Ta có: Ft1 = 9441(N) Fr1 = 3436(N) b. Tính các phản lực. -Theo phương Y: - Theo phương X: c.Tính Momen tại các điểm nguy hiểm. - Momen uốn Mx: - Momen uốn My: - Momen xoắn Mz: d. Xác định đường kính các đoạn trục. - Tại C: . Tra bảng 10.5[1] chọn [] = 63(MPa) Tại C có lắp rãnh then, tăng đường kính trục lên 5%: Quy chuẩn chọn dc= 55(mm) - Tại A và B lắp ở lăn ta chọn dA = dB = 50 (mm) 5. Tính then. Với d=55(mm) Tra bảng 9.1a[I] ta được các thông số của then. Đường kính trục Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r d(mm) b (mm) h(mm) Trên trục t1 Trên lỗ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 55 16 10 6 4,3 0,25 0,4 Chiều dài then: Chọn lt = 110(mm). - Kiểm nghiệm điều kiện bền dập: Thoả mãn điều kiện bền dập. - Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt: Thoả mãn điều kiện bền cắt. I I– TRỤC II. Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có = 600MPa. Ứng suất xoắn cho phép MPa. 1. Tải trọng tác dụng lên trục. - Lực vòng: - Lực hướng tâm: - Lực vòng: - Lực hướng tâm: 2. Tính sơ bộ trục. Đường kính trục được xác định bằng mômen xoắn theo công thức: Trong đó: - T: Momen xoắn trên trục I. TI = 2518477 (Nmm) - [t] : ứng suất xoắn cho phép. Với vật liệu là thép 45 và trục là trục đầu của hộp giảm tốc. Chọn [t] =25(MPa). Chọn d = 90 mm 3. Xác định khoảng cách giữa gối đỡ và điểm đặt lực. Tra bảng 10.2[1] Chọn b= 43 mm Chiều dài MayƠ bánh răng: Ta có: + bw2 = 130(mm) lm22 = (0,8-1,8)d = (0,8¸ 1,8).90 = 72 ¸162 Þ Do lắp bánh răng lên ta Chọn lấy lm22 = bw2 = 130 (mm) + bw3 = 163(mm) lm23 = (0,8-1,8)d = (0,8¸ 1,8).90 = 72 ¸162 Þ Do lắp bánh răng lên ta Chọn lấy lm23 = bw3 = 163 (mm) Tra bảng 10.3[1] ta có kích thước liên quan: - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc cách giữa các chi tiết quay: k1 = 10 (mm) - Khoảng cách từ mặt mút ở ổ đến thành trong của hộp giảm tốc: k2 = 10 (mm) - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 (mm) - Khoảng cách công xôn trên trục tính từ chi tiết ngoài hộp đến gối đỡ. + l22 = 0,5(lm22 + b0+ k1 + k2) = 0,5.(130 + 43 + 10 + 10) = 96,5(mm) + l23 = l22 + 0,5(lm22 + lm23) + k1 = 96,5 + 0,5(130 + 163) + 10 = 253(mm) + l21 = l23 + 0,5(b0 + lm23) + k1 +k2 = 253 + 0,5(43 + 163) + 10 +10 = 376(mm) 4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. a. Vẽ sơ đồ chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục : Ta có: Ft2 = 9441(N) Fr2 = 3436(N) b. Tính các phản lực. -Theo phương Y: - Theo phương X: c.Tính Momen tại các điểm nguy hiểm. - Momen uốn Mx: - Momen uốn My: - Momen xoắn Mz: d. Xác định đường kính các đoạn trục. - Tại C: . Tra bảng 10.5[1] chọn [] = 63(MPa) Tại C có lắp rãnh then, tăng đường kính trục lên 5%: Quy chuẩn chọn dc= 75(mm) - Tại D: . Tra bảng 10.5[1] chọn [] = 63(MPa) Tại C có lắp rãnh then, tăng đường kính trục lên 5%: Quy chuẩn chọn dD = 95(mm) - Tại A, B lắp ổ lăn ta chọn dA = dB = 70 (mm) 5. Tính then. Với d=75(mm) Tra bảng 9.1a[I] ta được các thông số của then. Đường kính trục Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r d(mm) b (mm) h(mm) Trên trục t1 Trên lỗ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 75 20 12 7,5 4,9 0,4 0,6 Chiều dài then: Chọn lt = 110(mm). - Kiểm nghiệm điều kiện bền dập: Thoả mãn điều kiện bền dập. - Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt: Thoả mãn điều kiện bền cắt. Với d=95(mm) Tra bảng 9.1a[I] ta được các thông số của then. Đường kính trục Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r d(mm) b (mm) h(mm) Trên trục t1 Trên lỗ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 95 25 14 9 5,4 0,4 0,6 Chiều dài then: Chọn lt = 140(mm). - Kiểm nghiệm điều kiện bền dập: Thoả mãn điều kiện bền dập. - Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt: Thoả mãn điều kiện bền cắt. III – TRỤC III. Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có = 600MPa. Ứng suất xoắn cho phép MPa. 1. Tải trọng tác dụng lên trục. - Lực vòng: - Lực hướng tâm: 2. Tính sơ bộ trục. Đường kính trục được xác định bằng mômen xoắn theo công thức: Trong đó: - T: Momen xoắn trên trục I. TIII = 14695306 (N.mm) - [t] : ứng suất xoắn cho phép. Với vật liệu là thép 45 và trục là trục đầu của hộp giảm tốc. Chọn [t] =30(MPa). Chọn d = 135mm 3. Xác định khoảng cách giữa gối đỡ và điểm đặt lực. Tra bảng 10.2[1] Chọn b= 61 mm Chiều dài MayƠ bánh răng: Ta có: bw4 = 159(mm) Lm34 = (0,8-1,8)d = (0,8¸ 1,8).135 = 108 ¸243 Þ Do lắp bánh răng lên ta Chọn lấy lm34 = bw4 = 159 (mm) Tra bảng 10.3[1] ta có kích thước liên quan: - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc cách giữa các chi tiết quay: k1 = 10 (mm) - Khoảng cách từ mặt mút ở ổ đến thành trong của hộp giảm tốc: k2 = 10 (mm) - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 (mm) - Chiều cao nắp ổ và đầu bulong. hn = 15 (mm) - Khoảng cách công xôn trên trục tính từ chi tiết ngoài hộp đến gối đỡ. + l31 = l21 = 376 (mm) + l34 = 0,5(lm34 + b0) + k1 + k2 = 0,5.(159 + 61) + 10 + 10 = 130(mm) 4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. a. Vẽ sơ đồ chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục : Ta có: Ft4 = 46639(N) Fr4 = 16975(N) b. Tính các phản lực. -Theo phương Y: - Theo phương X: c.Tính Momen tại các điểm nguy hiểm. - Momen uốn Mx: - Momen uốn My: - Momen xoắn Mz: d. Xác định đường kính các đoạn trục. - Tại C: . Tra bảng 10.5[1] chọn [] = 63(MPa) Tại C có lắp rãnh then, tăng đường kính trục lên 5%: Quy chuẩn chọn dc= 135(mm) - Tại A và B lắp ở lăn ta chọn dA = dB = 130 (mm) 5. Tính then. Với d=135(mm) Tra bảng 9.1a[I] ta được các thông số của then. Đường kính trục Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r d(mm) b (mm) h(mm) Trên trục t1 Trên lỗ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 135 36 20 12 8,4 0,7 1 Chiều dài then: Chọn lt = 140(mm). - Kiểm nghiệm điều kiện bền dập: Thoả mãn điều kiện bền dập. - Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt: Thoả mãn điều kiện bền cắt. 2.3.4. Chọn ổ lăn. - Trục I: Chọn loại ổ bi 1 dãy có các thông số như sau: d = 50(mm) D = 130(mm) B = 31(mm) r = 3,5(mm) - Trục II: Chọn loại ổ bi 1 dãy có các thông số như sau: d = 70(mm) D = 180(mm) B = 42(mm) r = 4(mm) - Trục III: Chọn loại ổ bi đỡ chặn có các thông số như sau: d = 130(mm) D = 280(mm) B = 60(mm) r = 5(mm) 2.3.5. các bộ phận khác của cơ cấu nâng 1. khớp nối trục. sử dụng loại khớp vòng đàn hồi, loại khớp này giảm được chấn động va dập khi mở máy, khi phanh đột ngột, phía nữa bên hộp giảm tốc hộp giảm tốc kết hợp với bánh phanh. với phanh thiết kế bánh phanh có đường kính phanh là 300mm, có bảng 9-11[6]. không chọn được nối trục có đường kính trục vào là 40mm, như vậy để làm bánh phanh phải lắp thêm bạc cho nối trục. chọn nối trục có D = 300mm, momen xoắn chịu được là Mmax =1100Nmm. Momen vô lăng của khớp là (Gi. Di2)=20,5Nm2. Momen xoắn lớn nhất mà khớp phải chịu có thể xuất hiện trong hai trường hợp khi mở máy nâng vật và khi phanh hãm vật đang nâng. a. Khi mở máy nâng vật: Mm max=2.Mdn=1,8.375,18=750 Nm. phần dư để thắng quán tính của hệ thống : Md= Mm max - Mn = 750-461,19 = 288,81 Nm một phần momen Md tiêu hao trong việc thăng quán tính của các chi tiết mở máy bên phía trục động cơ (roto động cơ và nửa khớp )còn lại mới truyền qua khớp. Mômen vô lăng nửa khớp bên phía động cơ lấy bằng 40% mômen của cả khớp (Gi. Di2)khớp= 0,4. 20,5 = 8,2 Nm2 Mômen vô lăng các chi tiết máy quay trên giá động cơ. ∑(Gi. Di2)i = (Gi.Di2)roto + (Gi.Di2)khớp = 36 + 8,2 = 44,2 Nm2 Mômen vô lăng tương đương của vật nâng (có vận tốc vn) chuyển về trục động cơ. (Gi.Di2)tđ = 0,1.Q0. tổng mômen vô lăng của cả hệ thống : ∑(Gi.Di2) = β.∑(Gi.Di2)t + (Gi.Di2)tđ = 1,2.44,2 + 6,4 = 59,44 Nm2 Trong đó :β=1,2 là hệ số ảnh hưởng của các chi tiết máy quay trên các trục. tổng mômen của phần cơ cấu từ nửa khớp phía bên hộp giảm tốc về sau kể cả vật nâng. ∑(Gi.Di2)’ = ∑(Gi.Di2) - ∑(Gi.Di2)t = 59,44 – 44,2 = 15,24 Nm2 phần mômen truyền qua khớp : M’d= Md= 74 Nm. tổng mômen truyền qua khớp : Mqt = Mn + M’d = 461,19 + 74 = 535,19 Nm. b. Khi phanh hãm vật đang nâng: Mômen đặt trên phanh là Mph=611,72Nm. Tổng mômen để thắng quán tính của cả hệ thống là : Mqt=Mph+Mh=611,72+350=961,72Nm. thời gian phanh khi nâng vật : Mômen truyền qua khớp để thắng quán tính : Vậy để kiếm tra khớp ta chọn trị số lớn của mômen trong hai trường hợp trên. lấy : M = 535,19Nm. điều kiện an toàn của khớp nối : M.k1.k2 = 535,19. 1,3.1,2 = 835 Nm < Mmax = 1100 Nm. vậy k1, k2 là hệ số tính đến mức độ quan trọng của các cơ cấu và điều kiện làm việc của khớp nối xác định theo công bảng 9-2[TTMT]. Vậy khớp nối đã chọn sẽ làm việc an toàn. 2. móc và ổ móc treo a. Kết cấu ổ treo móc: Ổ treo móc có thể thực hiện theo hai phương án thường dùng trong các cầu trục dùng chung. Phương án a: Ổ treo dài Phương án b: Ở treo ngắn Ở đây ra sẽ dùng phương án ổ treo ngắn để giảm kích thước chiều dài, tăng độ tiếp cận của móc với tang. Tận dụng được chiều cao nâng, phương án này chỉ thực hiện được khi có số ròng rọc chẵn. b. Tính chọn móc: Móc treo được tiêu chuẩn hoá về hình dạng và tải trọng, nếu không sử dụng theo tiêu chuẩn thì phải tinh toán và kiểm tra. Sử dụng loại móc rèn đơn: vật liệu chế tạo móc là thép 20 có σb= 420N/mm2 và σch=250N/mm2. Các kích thước của móc: a = 150 mm o = 115 mm b = 90 mm h = 142 mm d = 90 mm d1 = 85 mm d0 = 80mm l = 225mm l1 = 85mm l2 = 100 mm m = 75 mm R = 18 mm R1 = 104 mm R2 = 74 mm R3 = 190mm R4 = 45 mm R5 = 150 mm R6 = 170 mm R7 = 22 mm R8 = 2 mm Khối lượng móc treo: m = 55 kg Tại tiết diện A-A: Tiết diện ngang đồng thời chịu uốn và chịu kéo. Ứng suất pháp lớn nhất xuất hiện ở các thớ phía trong được tính theo công thức từ lý thuyết thành công. б = ≤ [б ]. Trong đó: Q = 120000 N- Tả trọng treo vào móc. F- Diện tích tiết diện tính toán, mm. F= Với b1 = 2R =2.18= 36mm. e1- KHoảng cách từ tâm tiết diện đến thớ trong cùng, mm. Được tính theo quan hệ: e1 = ( Công thức 2.14[1-trang 16]) => e1 = a = 150 mm- Đường kính miệng móc. k- Hệ số phụ thuộc hình dáng tiết diện và độ cong của móc. Với tiêt diện hình thang ta có: k= với e2 = h- e1 = 142- 60,86 = 81,14 mm. r = = mm- Là bản kính cong của đường trục đi qua trọng tâm. => k= Vậy: б= ( N/mm2 ) Ứng suất cho phép trong công thức 1.6 và bảng 2.1 Ta thấy : б ≤ [б] = 208 N.mm2 vậy móc tại tiết diên A-A đảm bảo bền. Tiết diện B-B: Tiết diện đứng B-B chịu đồng thời uốn và cắt, các ứng suất б và τ đực xác định với giả thiết là tải trọng đặt vào dưới góc 150 so với hướng thảng đứng theo công thức: б = ( N.mm2 ) ( N.mm2 ) Công thức ( 2-6)-[ 1- trang 17]. Vì FA-A =FB-B Ứng suất tương đương : бtđ = Công thức (2-7)- [ 1-trang 17] бtđ = vậy móc đảm bảo bền tại tiết diện B-B. Tiết diện cuống móc: Tiết diện cuống móc chủ yếu chịu kéo, nhưng cũng có lúc bị uốn trong quá trình nâng vật khỏi mặt đất và vật trao trên dây.. Vì tính chất không ổn định của ứng suất uốn, tiết diện cuống móc chỉ kiểm tra theo kéo, với ứng suất cho phép đã giảm thấp, theo công thức (2-8) – [1- trang 17]: б = Ta có: б = N.mm2 ≤ [б] = 208 N/mm2 Vậy tiết diện cuống móc đảm bảo bền. 3. Bộ phận tang a. cặp đầu lắp trên tang: sử dụng cách kẹp cáp thông thường tức là ở mỗi đầu cáp dùng ba tấm cặp tương ứng với đường kính dây cáp là dc=20,5mm, bước cắt rãnh t =20mm, sử dụng vít cấy M20. do trên tang luôn có số vòng dữ trữ không sử dụng nên lực tác dụng trực tiếp lên cặp cáp không phải là lực lớn nhất trên dây Smax mà là lực S0 có giá trị nhỏ hơn Do có ma sát giữa mặt tang với các vòng cáp an toàn lực tính toán đối với cặp xác định theo công thức 2-16[1] trong đó : Smax = 37878,78N f = 0,14 là hệ số ma sát giữa tang và mặt cáp ( f=0,12÷0,16) α = 4П là góc ôm của vòng dữ trữ trên tang (α≥3 П) lực kéo các vít cấy : Lực uốn các vít cấy : P0=P.f= 2331. 0,14=32634N Ứng suất tổng xuất hiện trong thân vít cấy xác định theo công thức 2-17[1]. . trong đó : d1=18,75mm. Là đường kính trong của vít cấy l1= 28,5 mm. là tay đòn đặt lực P0. d1 l0 Hình 2.3 cặp cáp trên tang bằng tấm cặp cặp hai bulông Vậy có thể chọn vật liệu làm vít là thép. b. Trục tang: Tang được lắp trên trục và ổ, một đầu của trục được lắp với khớp răng nối với trục ra của hộp giảm tốc. Ổ sử dụng lắp trên trục tang là ổ bi đỡ lòng cầu hai dãy, trục hộp giảm tốc làm liền khớp răng (Do kết cấu hộp giảm tốc tương đối lớn đồng thời tang dài trong khi muốn thiết kế cho kích thước của xe lăn là nhỏ do vậy lựa chọn phương án chế tạo trục ra của hộp giảm tốc gắn liền khớp răng ) Cơ cấu nâng sử dụng palăng kép do vậy vị trí của lực căng dây trên tang sẽ không thay đổi và nằm giữa tang. trục tang là một chi tiết quan trọng do vậy cần phải tính toán các kích thước trục hợp lý: trị số của hợp lực này bằng : R = 2.Smax = 2. 37878.78 = 75758 N Sơ đồ tính trục tang tải trọng lên mayơ bên trái(điểm D). RD =. Tải trọng lên mayơ bên phải(điểm C) RC = R-RD = 75758-42432=33264 N. Phản lực tại ổ A: Phản lực tại ổ B: RB = R - RA = 75758 – 39246 = 36512 N. Mômen tại D: MD = 39246.200 = 7849200 Nmm. Mômen uốn tại C : MC = 36512.115 = 4198880 Nmm. Trục tang không truyền mômen xoắn, chỉ chịu uốn, đồng thời trục quay cùng với tang. khi làm việc nên nó chịu ứng suất uốn theo chu kỳ đối xứng. vật liệu trục tang dùng vật liệu thép 45 như đối thanh ngang trong ổ treo móc σb = 610N/mm2 ; σch = 430N/mm2 σ’-1 = 0, 4.610 = 275N/mm2. Ứng suất uốn cho phép với chu kỳ đối xứng trong phép tính sơ bộ có thể xác định theo công thức:(1-12) . với các hệ số [n] và k’ lấy theo bảng 1-5 và 1-8. tại điểm D trục phải có đường kính : . trục cần được kiểm tra tại các tiết diện có khả năng có ứng suất lớn nhất.do kết cấu trục tại vị trí D và C có lắp mayơ do đó lấy kích thước trục tại những vị trí này là dD = dC = 100mm. các đoạn khác lấy như trên hình. Để trục làm việc an toàn ta phải tiến hành kiểm tra trục tại tiết diện nguy hiểm (có ứng suất tập trung lớn nhất ). Tại tiết diện I-I có đường kính 100 mm. Ứng suất uốn lớn nhất : Kết cấu trục cùng các kích thước cho trên ( hình 2.16 ): Hình 2.16. Kết cấu trục tang. Trục cần được kiểm tra tại các tiết diện có khả năng chịu ứng suất lớn nhất: các tiết diện cần kiểm tra là I-I, II- II, III-III và IV-IV. - Ta kiểm tra tiết diện I-I, có đường kính d = 100 mm Ứng suất lớn nhất: N/mm. Xuất phát từ tuổi bền tính toán A = 7 năm, với chế độ làm việc trung bình và sơ đồ tải trọng ở hình (2-9) ta sẽ tính số chu kỳ làm việc như sau: Số giờ làm việc tổng cộng. T = 24.365A.kn.kng = 24.365.7.0,25.0,33 = 5059 ( h) Trong đó: kn= 0,25- Hệ số giờ làm việc trong ngày. kng = 0,33- Hệ số sử dụng trong năm. Số chu kỳ làm việc tổng cộng: Z0 =60.T.nt(CĐ) = 60.5059.14,7.0,15 = 669306 (Chu kỳ) Trong đó: nt = 14,7 vòng/phút.- Số vòng quay trục tang. (CĐ)= 0,15- cường độ làm việc của cơ cấu với chế độ làm việc trung bình Số chu kì làm việc tương ứng với các tải trọng Q1, Q2, Q3 Ztđ=Z1.18+Z2.0,758+Z3.0,28= 133861.18+334653.0,758+200792.0,28=167365 Hệ số chế độ làm việc Giới hạn mỏi tính toán. N/mm2. Hệ số chất lượng bề mặt ở đây lấy b = 0,9 – bề mặt gia công tinh. Hệ số kích thước lấy (bảng tính “chi tiết máy”). Hệ số tập trung ứng suất kб=2 Hệ số an toàn được tính theo công thức. Hệ số an toàn cho phép của trục trong điều kiện làm việc bình thường là: Theo bảng (1-8)-[1]: [n] = 1,5 ¸ 2,6. Vậy trục tang đảm bảo an toàn. Đối với các tiết diện II-II. Và III-III và IV-IV ta cũng làm phép kiểm tra tương tự. PHẦN IV TÍNH TOÁN CƠ CẤU DI CHUYỂN CẦU TRỤC Các số liệu ban đầu : - Trọng tải Q = 12T = 120000N. - Trọng lượng xe con kể cả bộ phận mang vật nâng :Gx = 40000N. - Trọng lượng cầu kể cả cơ cấu di chuyển cầu:Gc = 123000N - Vận tôc di chuyển cầu trục Vc=60m/ph. - Chế độ làm việc của cơ cấu trung bình. - Sơ đồ cơ cấu di chuyển cầu trục theo hình 4.1 Hình 4.1 sơ đồ di chuyển cầu trục 3.1. Bánh Xe Và Ray chọn loại bánh xe hình trụ có hai thành bên với các kích thước theo rOCT 3569-60 (Bảng 9-4[I] trang 192): Đường kính bánh xe chọn Dbx=710mm, đường kính ngỗng trục lắp ổ d = 90mm, chiều rộng bánh xe là 130mm, chọn ray cần trục KP-80 để làm ray cho cầu lăn. Tải trọng lên bánh xe: Bánh xe bố trí với khoảng cách bánh (nhịp cầu) L = 15000 mm và khoảng cách trục B = 3000 mm. Tải trọng tác dụng lên bánh xe gồm có trọng lượng bản thân cầu Gc, trọng lượng bản thân xe lăn Gx và trọng lượng vật nâng Q. Hình 3.1. Sơ đồ xác định tải trọng lên bánh xe Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe A và D khi xe lăn có vật nâng lớn nhất tại một đầu bên trái cầu. Pmax = PA = PD = Gx+Q. = Tải trọng nhỏ nhất tác dụng lên bánh xe A(và D) khi không có vật nâng tại đầu cầu bên phải Pmin(A,D) = = Tải trọng tương đương lên bánh xe theo công thức 3-65[1]. Pbx = .Kbx.Pmax = 0,74.1,2.104883 = 93136 N Trong đó: Kbx =1,2 hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu, bảng 3-12[1] = hệ số tính đến sự thay đổi tải trọng, theo công thức 3-65a[1] Bánh xe được chế tạo bằng thép đúc 55Л và bề mặt được tôi đạt độ cứng HB = 300÷320 Kiểm tra bánh xe theo sức bền dập. Trong đó: Pbx: Tải trọng tương đương tác dụng lên bánh xe. b: Là chiều rộng mặt ray tiếp xúc với bánh xe. r : Là bán kính bánh xe. Vậy : Ứng suất dập cho phép theo bảng 2-19[1] có [δd] = 750N/mm2 vậy kích thước bánh xe đã chọn đảm bảo hoạt động an toàn. Bảng 2.13 Thông số hình học của ray. Kiểu ray h1 (mm) h2 (mm) b1 (mm) b2 (mm) r1 (mm) r2 (mm) r4 (mm) R (mm) 120 24 135 70 36 52 45 146 3.2. chọn động cơ Điện Xác định lực cản chuyển động Wt = kt.W1+W2 Trong đó : kt: Là hệ cản do ma sát thành bánh vào ray theo bảng 3-6[1] kt = 2, 2. W1: Lực cản do ma sát tính theo công thức 3-40[1]. Trong đó: μ=0,8 là hệ số ma sát lăn bảng 3-7[1] và f=0,015 là hệ số ma sát trượt bảng 3-8[1] W2: Lực cản do độ dốc đường ray xác định theo công thức 3-41[1]. W2 = α(G0+Q) = 0,001(163000+120000) = 283 N Trong đó :α = 0,001 là độ dốc đường ray xác định theo bảng 3-9[1]. Tổng lực cản tỉnh chuyển động theo công thức 3-39[1] Wt = kt.W1+W2 = 2,2.1734+283 = 4097 N. Công suất tĩnh yêu cầu đối với động cơ theo công thức 3-60[1]. . Tương ứng với chế độ làm việc của cơ cấu là trung bình CĐ25%, sơ bộ chọn động cơ điện MT21-6 có các đặc tính sau: Công suất danh nghĩa: Ndn = 5Kw. số vòng quay danh nghĩa: ndc = 940v/ph hệ số quá tải: . Mô men vô lăng: (GiDi2) = 4,1 N/mm2. khối lượng: mdc=140kg. 3.3. Tỷ sô truyền chung : số vòng quay của bánh xe: tỷ số truyền chung cần có đối với bộ truyền. 3.4 Kiểm tra động cơ điện : - gia tốc lớn nhất cho phép đảm bảo hệ số an toàn bám Kb=1,2; tính cho trường hợp lực bám ít nhất (khi không có vật). theo công thức 3-51[1] . Trong đó φ = 0,2 : hệ số bám. F = 0,02: hệ số ma sát trượt Gd = 40000N: Tổng áp lực lên bánh dẫn khi không có vật. W0t: tổng lực cản tỉnh khi không có vật. . Vậy: Thời gian mở máy tối đa cho phép để không xảy ra trượt: Với :∑(GiDi2) = ( GiDi2)rôto+ (GiDi2)khơp = 2,7 + 0,6 = 3,3Nm2 Thời gian mở máy tương ứng gia tốc cho phép trên là: Vậy . đối với động cơ điện đã chọn có mômen danh nghĩa : . Mômen mở máy trung bình của động cơ xác định theo công thức : 1,8.Mdn=1,8.50,5 = 91,44 Nm => Mm < Mm0. Như vậy động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện về lực bám, động cơ hoạt động an toàn. 3.5 Phanh : Gia tốc khi không có vật nâng tương đương với tỷ lệ bánh dẫn so với so với tổng số bánh xe là 50%.Hệ số bám φ=0,2 ta chọn jph0=0,75m/s2,theo 3-10 thời gian khi không có vật : với phanh đặt ở trục thứ nhất, mômen phanh được xác định, theo công thức3-58[1] : . . Căn cứ vào mômen phanh trên, ta chọn phanh má TKT-200 có Mph=160Nm 3.6 Bộ truyền : Theo sơ đồ cơ cấu di chuyển cầu ta dùng hộp giảm tốc bánh răng trụ đặt đứng. hộp giảm tốc này phải bảo đảm các yêu cầu sau: Cường độ làm việc trung bình: CĐ = 25%. Công suất: N = 5 kW Tỉ số truyền: ic = 38,67 Số vòng quay trục vào: nv=940v/ph Tra theo Atlat , căn cứ theo mômen trục đầu ra T = 478 (N.m) ta chọn HGT 2 cấp kiểu U2Y- 125: *>Các thông số cơ bản HGT: - Tỉ số truyền của HGT, ih = 39,92. Sai lệch . Thỏa mãn điều kiện làm việc -Góc nghiêng của răng 16º15'37'' Bảng 3.15 Các thông số hộp giảm tốc. aw1 aw2 A A1 B B1 H H1 H2 L1 L2 80 125 335 125 165 175 132 265 20 145 206 L3 L4 L5 L6 L7 b1 b2 d1 d2 d3 d4 437 155 106 100 375 6 14 20 45 M12x1,25 M30x2 d5 d6 d7 D8 h1 h2 h3 t1 t2 l1 l2 19 M24x1,5 32 63 6 9 32 3,5 5,5 36 82 l3 l4 m1 m 2 x 1 x 2 x 3 x 4 bw1 bw2 Z1 50 110 1,5 2,5 +0,75 +0,597 +0,36 -0,36 32 50 14 Z2 Z3 Z4 86 13 83 *. Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh: Bảng 3.16 Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh. Thông số Ký hiệu Công thức Giá trị (mm) Khoảng cách trục chia a a = 0,5.m.(Z1 + Z2)/cosβ 80 Đường kính vòng chia d d1 =m.Z1/cosβ d2 = m.Z2/cosβ 21,85 134,2 Đường kính vòng lăn dw dw1=2.aw/(u1 + 1) dw2= dw1.u1 22,4 137,6 Đường kính đỉnh răng da da1 = d1 + 2.m da2 = d2 + 2.m 24,85 137,2 Đường kính chân răng df df1 = d1 - 2,5.m df2 = d2 - 2,5.m 18,1 130,45 Đường kính cơ sở db db1 = d1.cosβ db2 = d2.cosβ 21 129 chiều rộng vành răng bw bw = bw1 = 32 *. Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm: Bảng 3.17 Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm. Thông số Ký hiệu Công thức Giá trị (mm) Khoảng cách trục chia a a = 0,5.m.(Z3 + Z4)/cosβ 125 Đường kính vòng chia d d3 =m.Z3/cosβ d4 = m.Z4/cosβ 34 216 Đường kính vòng lăn dw dw3=2.aw/(u1 + 1) dw4= dw3.u1 33,8 216,15 Đường kính đỉnh răng da da3 = d3 + 2.m da4 = d4 + 2.m 39 221 Đường kính chân răng df df3 = d3 - 2,5.m df4 = d4 - 2,5.m 27,75 209,75 Đường kính cơ sở db db4 = d3.cosβ db4 = d4.cosβ 32,7 207,6 Chiều rộng vành răng bw bw = bw2 = 50 *> Tính công suất và mômen xoăn trên các trục. i12 = , i23 = -Ta lập bảng phân phối các giá trị thông số động – động lực học các cấp của hệ truyền dẫn như sau: Bảng 3.18: Giá trị thông số động – động lực học các cấp Trục Thông số I II III i i12 = 6,143 i23 = 6,385 n (v/p) 940 153 24 N (Kw) 5,2 5,07 4,94 Mx (N.mm) 13823 81546 500000 3.6.1. Tính gần đúng trục : Xác định chiều và trị số của các lực từ các bộ truyền bánh răng: Dựa vào chiều quay của xích tải ta xác định được chiều quay của các bánh răng. Chọn chiều nghỉêng của các bánh răng như trên hình là hợp lý, bởi vì tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ trục I, II là nhỏ nhất. Tính sơ bộ các thông số của HGT: - Sơ đồ phân tích lực: - Sơ bộ đường kính trục: Þ d1 ³ = 15,3 (mm) Chọn d1 = 20 (mm) d2 ³ = 27,3 (mm) Chọn d2 = 30 (mm) d3 ³ = 43,7 (mm). Chọn d3 = 45 (mm) Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. - Chiều dài mayơ bánh răng. Lmki = (1,2 ¸1,5)dk Lm13 = (1,2 ¸1,5)d1= (1,2¸ 1,5). 20 = 24 ¸30 ÞLm13 = 30(mm). Lm22 = (1,2 ¸1,5)d2= (1,2¸ 1,5). 30 = 36 ¸ 45 ÞLm22 = 40 (mm) Lm23 = (1,2 ¸1,5)d2= (1,2¸ 1,5). 30 = 36 ¸45 ÞLm23 = 45 (mm) Lm32 = (1,2 ¸1,5)d3= (1,2¸ 1,5). 50 = 60 ¸75 ÞLm32 = 70 (mm) + Chiều dài may ơ giữa khớp nối trục vòng đàn hồi: Lm12= (1,4¸2,5) d1= (1,4¸2,5).20 ÞLm12= 40 (mm) Lm32= (1,4¸2,5) d3= (1,4¸2,5).45 ÞLm12= 70 (mm) + Các kích thước liên quan tra theo bảng (10.3) [HDĐCK I ] ta có: - Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc cách giữa các chi tiết quay k1= 10 (mm) - Khoảng cách từ mặt cạch ổ đến thành trong của hộp giảm tốc k2= 10 (mm) - Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k3= 15 (mm) - Chiều cao ổ nắp và đầu bu lông hn= 15 (mm) - Khoảng cách công xôn trên trục tính từ chi tiết ngoài hộp đến gối đỡ. Lcki= 0,5(lmki+ b0) + k3+ hn + lc12 = 0,5(lm13+b0) +k3+hn = 0,5 (30 + 19) +15 +15 = 54,5 (mm) + lc33 = 0,5(lm32+b0) +k3+hn = 0,5 (70 + 27) +15 +15 = 78,5 (mm) + l33= - lc33= -78,5 (mm) +l22= 0,5 (lm22+ b02) +k1+ k2 = 0,5 (40+19)+10+10= 49,5 (mm) l22= l13 = 49,5 (mm) + l23= l22+0,5 (lm22+ lm23) +k1 =49,5+0,5(40+45)+10= 102 (mm) + l21=lm22+ lm23+ 3k1+ 2 k2+ b02 = 40 + 45 + 3. 10 + 2 . 10 + 19 = 154 (mm) l11= l21= l31= 154 (mm). Lực tác dụng lên bộ truyền : + Lực tác dụng từ bộ truyên cấp nhanh. Ft1 = = Ft2 Fr1 = = Fr2 Fa1 = Ft1.tgb = 1234.tg160 = 354(N) = Fa2 + Lực tác dụng từ bộ truyên cấp chậm. Ft3 = Fr3 = Fa3 = Ft2.tgb = 4825. tg160= 1384 (N) = Fa4 a. Trục I Lực từ khớp nối tác dụng lên trục: Ft1; trong đó Ft1= Þ D0: đường kính vòng trong qua tâm các chốt nối vòng đàn hồi. Tra bảng (16.10a).[2] với T1= 13823 (Nmm)= 13,823 (Nm) Þ D0= 63 (mm) Þ Ft1= Þ = 0,25. 438,8 = 110 (N) - Đặt lực theo phương X chiều ngược chiều với Ft1 để làm tăng ứng suất và biến dạng trục. Ma13 = Fa1. - Theo phương X ta có : SmX(FA)= 0 Ft1.l13 - XB. l11 -.(lc12 + l11) =0 Þ XB= Þ SFx= 0 - Ft1 -XB+XA=0 Þ XA= Ft13- XB-= 1234 – 244 – 110 = 880 (N) - Theo phương Y ta có : SmY(FA)= 0 -Fr1.l13+ YB .l11 + Ma13 = 0 Þ YB= SFY= 0 Fr1 - YB-YA= 0 Þ YA= Fr1 - YB = 467 - 125 = 342(N) - Theo phương Z : Momen xoắn phía trái tại điểm C do trục động cơ sinh ra bằng mômen do lực Ft sinh ra ở điểm tiếp xúc trên bánh răng. T=T1= Ft1. + Xác định đường kính trục : d³ Trong đó: là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục Tra bảng (10.5) [IV] với thép 45 có: sb= 600 (MPa), Þ = 50 (MPa) Mtd: mômen tương đương tại tiết diện đang tính. Mtd = + Tại tiết diện điểm C : MxT = 49,5.YA = 49,5.342 = 16929 (Nmm) MxP = 49,5.YA - Ma13 = 16929 – 3965 = 12964 (Nmm) My = - XA .49,5 = -880.49,5= - 43560(Nmm) Þ Mtd = Þ dtrC= + Tại C có rãnh then nên tăng đường kính trục lên 5% để đảm vảo độ cứng bền. dc = dtrC = 19,6+0,05. 19,6 = 19,8 (mm) Chọn dc = 20 (mm) + Tại tiết diện B : Mx = 0 (Nmm) My= -59,5. = -59,5.110 = -6545 (Nmm) Þ Mtd= Þ dB= Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng (10.2) [IV] chọn: dA= dB = 15 (mm) Tra bảng (16.10a).[2] với : T1= 13823 (Nmm)= 13,823(Nm) Ta có đường kính tại khớp nối là: dE = 14 (mm) Vậy ta có kết cấu trục như hình vẽ: b. Trục II - Tính các lực và mômen: Ma22= Ma22=Fa2. Ma23= Ma23=Fa3. - Theo phương X : SmA(Fx)= 0 -Ft2.l22 - Ft3.l23 + XB. l21=0 Þ XB = SFx= 0 Ft3 + Ft2 - XB = 0 Þ XA= 4825 + 1234 - 3592 = 2467 (N) Theo phương Y: SmA(Fy)= 0 Fr2.l22 -Fr3.l23 +YB.l21+ Ma22 + Ma23 = 0 Þ YB = SFY = 0 -Fr3+ Fr2 + YA= 0 Þ YA= Fr3-YB- Fr2 = 1827 - 750 - 467= 610 (N) Theo phương 2 lực Ft22, Ft23 gây mômen xoắn. T22= T23 = = 1234.= 84899 (N.mm) + Xác định đường kính trục: d³ Trong đó: [s] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục Tra bảng (10.5) [IV] với thép 45 có: sb= 600 (MPa) Þ [s] = 63 (MPa) Mtd: mômen tương đương tại tiết diện đang tính. Mtd= Tại tiết diện bên trái C: MxT= YA. l22 = 610.49,5 = 30195 (Nmm) MxP= MxT - Ma22 = 30195 - 24355 = 5840 (Nmm) My= XA.l22 = 2467.52 = 128284 (Nmm) Mtd= Þ dtrC= Do tại C có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 5% để đảm bảo độ bền cứng dC= dtrC = 28,83 + 0,05.28,83= 30,12(mm) chọn: dc= 30 (mm) Tại tiết diện D: MxP= YB (l21- l23) = 750(154- 102)= 39000(Nmm) MxT= MxP + Ma23 =39000 + 23390 = 62390 (Nmm) My= XB. (l21- l23) = 3592.49,5 = 177804 (Nmm) Þ Mtd= dphD= Do tại D có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 5% để đảm bảo độ bền cứng. dD = 31,78+0,05.31,78 = 33,4 (mm) Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng (10.2) [IV]: Chọn dD= 35(mm), dA= dB = 25(mm), Vậy ta có kết cấu trục như hình vẽ: c. Trục III Lực từ khớp nối tác dụng lên trục Ft; trong đó Ft= Þ D0: đường kính vòng trong qua tâm các chốt nối vòng đàn hồi. Tra bảng (16.10a) [I] với T3= 500000 (Nmm)= 500 (Nm) Þ D0= 130 (mm) Þ Ft= Þ =0,25. 7692 = 1923 (N) - Đặt lực theo phương x chiều ngược chiều với Ft3 để làm tăng ứng suất và biến dạng trục. Ma32 = Fa3. * Tính các lực và mômen: - Theo phương X: SmA(FX)= 0 .l c 33 +Ft3.l32 -XB.l31-.(lc33+ l31)= 0 Þ XB= SFx= 0 Ft32-2.- XB- XA = 0 Þ XA = 4825- 1923 – 1273 = 1629 (N) - Theo phương Y: SmA(FY)= 0 Fr3.l32-YB.l31 + Ma32 = 0 Þ YB= SFy= 0 YA+Fr32-YB =0 YA= YB - Fr32 = 2181-1827 = 354 (N) - Theo phương Z: Mômen xoắn tại C do trục II gây ra bằng mômen do lực sinh ra trên khớp nối. T=T3= Ft3. - Xác định đường kính trục: d³ Trong đó: : là ứng suất cho phép với thép 45 tra bảng (10.5) [IV]: sb= 600 (MPa) Þ = 63 (MPa) Mtd là tổng mômen tại tiết diện đang tính. Mtd= + Tại tiết diện A: Mx = XA.l32= 0 (Nmm) My = -.lc33= -1923.78,5 = -150956 (Nmm) T= 500000 ÞMtd= Þ dtrC= dA = 45 (mm) = dB + Tại tiết diện điểm C: MxT= YA. l32 = 354.102 = 36108 Nmm MxP= YA. l32 – Ma32 = 36108 -149576 = -113468 My = -.(lc33+ l32)- XA .l32 = -1923.(78,5+102) - 1629.102 = -513260(Nmm) T=T3 = 500000(Nmm) Þ Mtd = Þ dB= Do tại C có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 5% để đảm bảo độ bền cứng dC= dtrC =47,6 + 0,05 .47,6= 49,98 (mm) chọn: dc= 50 (mm). dE = dF = 40 (mm) Vậy ta có kết cấu trục như hình vẽ: 3.6.2. Tính kiểm nghiệm các trục : 1. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi : Kết cấu của trục đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đảm bào được những điều kiện sau: S= Với Ssi= Sti= : Hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất phấp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j. s-1; t-1: Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. ys; yt: trị số ứng suất trung bình đến độ mỏi. saj; smj; taj; tmj: biên độ và hệ số trung bình của ứng suất cho phép và ứng suất tại tiết diện j. a. Trục I : Điểm C là điểm nguy hiểm nhất nên tính kiểm nghiệm cho C +)Tính s-1; t-1: Với thép 45 có sb = 600 (MPa) s-1 = 0,436.sb = 0,436.600 = 261,6 (MPa) t-1 = 0,58.s-1 = 0,58.261,6 = 151,728 (MPa) +) ys; yt: Tra bảng (10.7) [IV] với s = 600 Þ ys = 0,05; yt = 0 +) tai; smj; taj; tmj: Đối với các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng Þsmj= 0 ; saj= Mà Mj= Theo bảng (10.6 ) [IV] trục không có rãnh then: Þ WC= Tra bảng (9.1) [IV] Với d= dc= 20 (mm) Thay số: WC= Þ sac= - Khi trục I quay 2 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì đối xứng . tmj= 0, tac = Tra bảng (10.6) [IV] với trục có không có rãnh then: Woc= = Þ tmj= tmC = taC = +) Ksdj và Ktdj: hệ số xác định theo công thức: Ksdc= Ktdc= Trong đó: Kx: là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Tra bảng (10.8) [IV] có Kx= 1,06 Ky : tăng bền bề mặt trục, vì không cần tăng bền nên Ky= 1 es; et: kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Tra bảng (10.10) [IV] với d =20(mm) Þ es= 0,88 ; et= 0,81 Ks; Kt: hệ số tập trung ứng suất thực tế đối với rãnh then. Þ ; Ksdc= = 2,75 + 1,06 - 1 = 2,81 Ktdc= = 2,05 +1,06-1=2,11 Thay vào công thức tính ta được: SsC= StC= Þ S = Þ Vậy trục I thoả mãn điều kiện bền mỏi. b. Trục II : Điểm D là điểm nguy hiểm nhất nên tính kiểm nghiệm cho D +)Tính s-1; t-1: Với thép 45 có sb = 600 (MPa) s-1 = 0,436.sb = 0,436.600 = 261,6 (MPa) t-1 = 0,58.s-1 = 0,58.261,6 = 151,728 (MPa) +) ys; yt: Tra bảng (10.7) [IV] với s = 600 Þ ys = 0,05; yt = 0 +) tai; smj; taj; tmj: Đối với các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng : Þsmj= 0 ; saj= mà Mj= Ta tính tại D: Theo bảng (10.6 ) [IV] trục I có một rãnh then: Þ WC= Tra bảng (9.1) [IV] Với: d= dD= 40 (mm); b =12 (mm) ; t= 5 (mm) Thay số: WD= Þ sac= - Khi trục II quay 2 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì đối xứng. tmj= taD = Tra bảng (10.6) [IV] với trục có 1 rãnh then: Woc= = Þ tmj= tmD = taD = +) Ksdj và Ktdj: hệ số xác định theo công thức: Ksdc= Ktdc= Trong đó: Kx: là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Tra bảng (10.8) [IV] có: Kx= 1,06 Ky : tăng bền bề mặt trục, vì không cần tăng bền nên Ky= 1 es; et: kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Tra bảng (10.10) [IV] với: d =40(mm) Þ es= 0,81 ; et= 0,76 Ks; Kt: hệ số tập trung ứng suất thực tế đối với rãnh then. - Đối với trục có rãnh then dùng dao phay ngón. Tra bảng (10.12) [IV] Þ Ks= 1,76; Kt = 1,54 Þ ; Tại các bề mặt trục lắp có độ dôi tra trực tiếp Ks/es và Kt/ et trong bảng (10.11) [IV] chọn kiểu lắp K6 ta có: ; Ta chọn giá trị lớn hơn để tính: KsdD= = 2,173+1,06 - 1 = 2,233 Ktdc= = 2,026 +1,06-1=2,086 Thay vào công thức tính ta được: SsC= StC= Þ S = Þ Vậy trục II thoả mãn điều kiện bền mỏi. 1.3. Trục III : Điểm C là điểm nguy hiểm nhất nên tính kiểm nghiệm cho C +)Tính s-1; t-1: Với thép 45 có sb = 600 (MPa) s-1 = 0,436.sb = 0,436.600 = 261,6 (MPa) t-1 = 0,58.s-1 = 0,58.261,6 = 151,728 (MPa) +) ys; yt: Tra bảng (10.7) [IV] với s = 600 Þ ys = 0,05; yt = 0 +) tai; smj; taj; tmj: Đối với các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng : Þsmj= 0 ; saj= mà : Mj= Ta tính tại C: Theo bảng (10.6 ) [IV] trục I có một rãnh then: Þ WC= Tra bảng (9.1) [IV] Với: d= dc= 50 (mm); b = 14 (mm) ; t= 5,5(mm) Thay số: WC= Þ sac= - Khi trục III quay 2 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì đối xứng. tmj= tac = Tra bảng (10.6) [IV] với trục có 1 rãnh then: Woc= = Þ tmj= tmC = taC = +) Ksdj và Ktdj: hệ số xác định theo công thức: Ksdc= Ktdc= Trong đó: Kx: là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Tra bảng (10.8 ) [IV] có Kx= 1,06 Ky : tăng bền bề mặt trục, vì không cần tăng bền nên Ky= 1 es; et: kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Tra bảng (10.10) [IV] với d =62(mm) Þ es= ; et= Ks; Kt: hệ số tập trung ứng suất thực tế đối với rãnh then. - Đối với trục có rãnh then dùng dao phay ngón Tra bảng (10.12) [IV]: Þ Ks= 1,76; Kt = 1,54 Þ ; Tại các bề mặt trục lắp có độ dôi tra trực tiếp Ks/es và Kt/ et trong bảng (10.11) [IV] chọn kiểu lắp K6 ta có: ; Ta chọn giá trị lớn hơn để tính: Ksdc= = 2,242 + 1,06 - 1 = 2,302 Ktdc= = 2,067+1,06 - 1= 2,127 Thay vào công thức tính ta được: SsC= StC= Þ S = Þ Vậy trục III thoả mãn điều kiện bền mỏi. 2.3.4. Tính chọn ổ lăn : 1. Chọn loại ổ lăn trục I : Với kết cấu trục và đường kính ngõng trục d = 25 (mm), trên trục có lực dọc trục nên. -Theo bảng (P2.8) [IV] Chọn ổ bi đũa côn 7205 ( cỡ nhẹ ) Bảng 2.17: Các thông số ổ lăn Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) r (mm) r1 (mm) B (mm) T(mm) C KN Co KN 7205 25 52 1,5 0,5 15 18,25 23,9 17,9 1.2. Tính ổ theo khả năng tải động : Ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn: (N) Theo ct (11.6) [I] ta có: Q = V.Fr.Kt.Kđ Với: + Fr: Tải trọng hướng tâm Fr = 845 (N) + V : Hệ số kể đến vòng nào quay ( vòng trong quay V=1) + Kt : Hệ số kể đến ảnh hưỏng của nhiệt độ. ( ) + Kđ : Hệ số kể đến đặc tính tải trọng ( Theo bảng (11.3) [IV] kđ= 1,5 ) Vậy ta có: Q = 1.845.1.1,5 = 1268 (N). Theo CT (11.1) [IV] : Khả năng tải động Cd = . Trong đó : Với ổ đũa côn m = 10/3 L : Thời hạn tính băng triệu vòng quay. L = Lh : Thời hạn, tính bằng giờ chịu tải : Lh = 0,33.0,25.24.365.7= 5059 ( giờ ) ( triệu vòng) Vậy: (N) = 6,766 (KN) Vậy với: Cd = 6,766 (KN) < C = 23,9 (KN) Ổ đảm bảo điêu kiện tải động. 2. Chọn loại ổ lăn trục II : Với kết cấu trục và đường kính ngõng trục d = 35 (mm), trên trục có lực dọc trục nên. -Theo bảng (P2.8) [IV] Chọn ổ bi đũa côn 7205 ( cỡ nhẹ ) Bảng 2.18: Các thông số ở lăn Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) r (mm) r1 (mm) B (mm) T(mm) C KN Co KN 7207 35 72 2 0,8 17 18,25 35,2 26,3 1.2. Tính ổ theo khả năng tải động : (N) Theo ct (11.6) [IV] ta có: Q = V.Fr.Kt.Kđ Với: + Fr: Tải trọng hướng tâm Fr = 1239 (N) + V : Hệ số kể đến vòng nào quay ( vòng trong quay V=1) + Kt : Hệ số kể đến ảnh hưỏng của nhiệt độ. ( ) + Kđ : Hệ số kể đến đặc tính tải trọng ( Theo bảng (11.3) [IV] kđ= 1,5 ) Vậy ta có: Q = 1.1239.1.1,5 = 1858,5 (N). Theo CT (11.1) [I] : Khả năng tải động Cd = . Trong đó : Với ổ đũa côn m = 10/3 L : Thời hạn tính băng triệu vòng quay. L = Lh : Thời hạn, tính bằng giờ chịu tải : Lh = 0,33.0,25.24.365.7= 5059 ( giờ ) ( triệu vòng) Vậy: (N) = 6,323 (KN) Vậy với: Cd = 6,323 (KN) < C = 35,2 (KN) Ổ đảm bảo điêu kiện tải động. 3. Chọn loại ổ lăn trục III : Với kết cấu trục và đường kính ngõng trục d = 45 (mm), trên trục có lực dọc trục nên. -Theo bảng (P2.8) [IV] Chọn ổ bi đũa côn 7205 ( cỡ nhẹ ) Bảng 2.17: Các thông số của ổ lăn Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) r (mm) r1 (mm) B (mm) T(mm) C KN Co KN 7209 45 85 2 0,8 17 18,25 42,7 33,4 1.2. Tính ổ theo khả năng tải động : (N) Theo ct (11.6) [I] ta có: Q = V.Fr.Kt.Kđ Với: + Fr: Tải trọng hướng tâm Fr = 1239 (N) + V : Hệ số kể đến vòng nào quay ( vòng trong quay V=1) + Kt : Hệ số kể đến ảnh hưỏng của nhiệt độ. ( ) + Kđ : Hệ số kể đến đặc tính tải trọng ( Theo bảng (11.3) [I] kđ= 1,5 ) Vậy ta có: Q = 1.1967.1.1,5 = 2950,5 (N). Theo CT (11.1) [IV] : Khả năng tải động Cd = . Trong đó : Với ổ đũa côn m = 10/3 L : Thời hạn tính băng triệu vòng quay. L = Lh : Thời hạn, tính bằng giờ chịu tải Lh = 0,33.0,25.24.365.7= 5059 ( giờ ) ( triệu vòng) Vậy: (N) = 6,654 (KN) Vậy với: Cd = 6,654 (KN) < C = 42,7 (KN) Ổ đảm bảo điêu kiện tải động. 2.3.5. Tính chọn khớp nối : 1. Tính chọn khớp nối trên trục I : 1.1 Chọn khớp nối : Vì mômen xoắn T1=33469 (Nmm) . Đầu vào của trục HGT côn nên chọn khớp nối trục đĩa, truyền mômen bằng mối ghép bu lông không có khe hở . + Mômen xoắn trên trục I: Tt = k.T1= 1,3. 33469 = 43510 (N.mm) 43,51 (N.m) Với k : Hệ số chế độ làm việc, k = 1,3 tra bảng (16.1) [IV] đường kính chỗ nối trục vào của hộp giảm tốc : d = 18 mm. Tra bảng (16-4) [IV] ta có các thông số trục đĩa: Bảng 2.19: Các thông số của khớp nối T (N.m) d D Do L d4 Z 43,1 18 90 65 80 9 4 0,029 1.2. Kiểm tra độ bền cắt của bulông : + Điều kiện về sức bền cắt của thân bulông : Theo ct: Ứng suất cắt cho phép của thân bulông : = 0,25 = 0,25.400 = 100 (MPa) Với : d4=9; Do=65; Z = 4; k = 1,3; Vậy thân bulông đảm bảo điều kiện bền cắt. 2. Tính chọn khớp nối trên trục III : 1.1 Chọn khớp nối : Vì mômen xoắn T1= 500000 (Nmm) . Đầu ra của trục HGT côn nên chọn khớp nối trục đĩa, truyền mômen bằng mối ghép bu lông không có khe hở . + Mômen xoắn trên trục I: Tt = k.T1= 1,3. 500000 = 650000 (N.mm) 650 (N.m) Với k : Hệ số chế độ làm việc, k = 1,3 tra bảng (16.1) [IV] đường kính chỗ nối trục vào của hộp giảm tốc : d = 45 mm. Tra bảng (16-4) [IV] ta có các thông số trục đĩa: Bảng 2.20 Các thông số của khớp nối T (N.m) d D Do L d4 Z 650 45 150 115 230 11 4 1,06 1.2. Kiểm tra độ bền cắt của bulông : + Điều kiện về sức bền cắt của thân bulông : Theo ct: Ứng suất cắt cho phép của thân bulông : = 0,25 = 0,25.400 = 100 (MPa) Với : d4=11; Do=115; Z = 4; k = 1,3; Vậy thân bulông đảm bảo điều kiện bền cắt. 3. Điều kiện sức bền của chốt : l0 = l1+ l2/2 = 42 + 20/2 = 52 mm ; = (60 ÷80) (MPa). Ứng suất uốn của chốt; < = (60 ÷80) (MPa). Vậy chốt đảm bảo điều kiện làm việc. 2.3.6. Tính chọn then : 1. Tính chọn then trục I : chế tạo bánh răng liền trục: 2. Chọn và tính kiểm nghiệm mối ghép then trên trục II : Với đường kính trục lắp then d = 38 (mm), ta chọn then bằng và tra bảng (9.1a) [IV] có các kích thước như sau : b = 10 mm, h = 8 mm, t1 = 5 mm. Chiều dài then tại C, D : lt22 =(0,8 . . 0,9).lm22 =(0,8 . . 0,9). 40 = (32 . . 36) mm, chọn lt22 = 32 (mm) Kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then : Theo (9.1) [IV] : (MPa) Theo ( 9.2) [IV] : (MPa) Với: tải trọng va đập nhẹ, dạng lắp cố định, tra bảng (9.5) [IV] ta có ứng suất dập và ứng suất cắt cho phép của then : [s] = 100 MPa [t] = 40 . . 60 MPa Như vậy : s <[s] và t < [t] Kết luận : Mối ghép then thoả mãn cả điều kiện dập và điều kiện cắt, do đó then làm việc đủ bền. 3. Chọn và tính kiểm nghiệm mối ghép then trên trục III : Với đường kính trục lắp then d = 50 (mm), ta chọn then bằng và tra bảng (9.1a) [IV] có các kích thước như sau : b = 14 mm, h = 9 mm, t1 = 5,5 mm. Chiều dài then tại C, D : lt32 =(0,8 . . 0,9).lm32 =(0,8 . . 0,9). 70 = (56 . . 63) mm, Chọn: lt32=56 (mm). Kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then : Theo (9.1) [IV] : (MPa) Theo ( 9.2) [IV] : (MPa) Với: Tải trọng va đập nhẹ, dạng lắp cố định, tra bảng (9.5) [I] ta có ứng suất dập và ứng suất cắt cho phép của then : [s] = 100 MPa [t] = 40 . . 60 MPa Như vậy : s <[s] và t < [t] Kết luận : mối ghép then thoả mãn cả điều kiện dập và điều kiện cắt, do đó then làm việc đủ bền.