Thiết kế cơ cấu di chuyển của máy đánh đống

Chương 3 THIẾT KẾ CƠ CẤU DI CHUYỂN CỦA MÁY ĐÁNH ĐỐNG ------o0o------ 3.1. Giới thiệu chung: Cơ cấu di chuyển của Máy đánh đống có nhiệm vụ di chuyển toàn bộ Máy đánh đống từ vị trí này sang vị trí khác trong quá trình làm việc hoặc di chuyển từ đống vật liệu này sang đống vật liệu khác. Cơ cấu di chuyển bao gồm một động cơ điện truyền động qua hộp giảm tốc đến các bánh xe di chuyển. 3.2. Các kiểu dẫn động của cơ cơ di chuyển: Theo cách thức dẫn động cơ cấu di chuyển, ta có hai cách thức dẫn động đó là: dẫn động chung và dẫn động riêng. Cơ cấu di chuyển dẫn động chung có ưu điểm là không có sự sai lệch về tốc độgiữa hai bánh xe, do đó sẽ giảm được sự biến dạng của khung xe. Tuy nhiên nó cũng có nhược điểm là việc bố trí truyền động sẽ phức tạp, bộ truyền lớn, yêu cầu về độ chính xác lắp đặt cao. Vì vậy, cách thức truyền động chung chỉ thích hợp với các máy trục có sức nâng nhỏ và khẩu độ nhỏ. Cơ cấu di chuyển dẫn động riêng bao gồm các cụm dẫn động riêng biêt ở một hoặc hai bên đường ray. Mỗi cụm đều có một động cơ và hộp giảm tốc riêng, giữa hai bánh xe dẫn động không có liên kết cơ khí. Trong hệ thống này có sự tự động san tải giữa hai động cơ. Kết cấu này đảm bảo cho cơ cấu nhỏ gọn. Tuy nhiên nó cũng có nhược điểm là có sự sai lệch về vận tốc vòng của hai bánh xe chủ động gây ra sự dịch chuyển xiên lệch gây xoắn khung xe. Để đảm bảo cho hai cụm dẫn động đồng tốc với nhau, ta dùng hệ thống điện tử để điều chỉnh đồng tốc hai động cơ gọi là hệ thống điện tử để điều khiển đồng tốc hai động cơ gọi là hệ thống xen-xin. Trong cơ cấu di chuyển dẫn động riêng có hai kiểu: cơ cấu di chuyển đặt trên hai phía ray, cơ cấu di chuyển đặt trên một phía ray. Hình 3.1. Sơ đồ dẫn động riêng. 3.3. Cơ cấu di chuyển của máy đánh đống: Cơ cấu di chuyển máy đánh đống dùng hình thức dẫn động riêng với hai cụm dẫn động đặt bên một phía ray di chuyển và đặt về phía của cần đỡ băng tải phân phối. Vì khi máy hoạt động đánh đống vật liệu, thì tải trọng chủ yếu đặt lên hai bánh xe về phía cần đỡ băng tải phân phối. Điều này sẽ giúp cho cơ cấu di chuyển tránh được hiện tượng trượt trơn khi khởi động và phanh. Hình 3.2. Cơ cấu di chuyển Máy đánh đống. 3.4. Tính toán thiết kế cơ cấu di chuyển: 3.4.1. Các số liệu ban đầu: Vận tốc di chuyển, vdc : 15 m/p. Chiều dài di chuyển, L : 135 m. Trọng lượng toàn bộ băng tải phân phối, Gbtpp : 6,5 T. Trọng lượng cần đỡ băng tải phân phối, Gpp : 11 T. Trọng lượng đối trọng, Gđt : 12 T. Trọng lượng kết cấu thép khung đỡ, Gk1 : 12 T. Trọng lượng băng tải nạp liệu, Gbtnl : 5,5 T. Trọng lượng kết cấu thép cần đỡ băng tải nạp liệu, Gnl : 4 T. Trọng lượng khung đỡ của cần băng tải nạp liệu, Gk2 : 6,5 T 3.4.2. Tính chọn bánh xe và ray: Chọn bánh xe di chuyển của máy đánh đống là loại bánh xe không có gờ hai bên. Chọn sơ bộ các thông số cơ bản của bánh xe: + Vật liệu chế tạo : thép + Đường kính bánh xe, D : 630 mm. + Bề rộng bánh xe, B : 150 mm. Chọn ray di chuyển cho máy đánh đống là loại ray S49 theo tiêu chuẩn DIN 5901/5902. Hình 3.3. Ray Máy đánh đống. Tải trọng tác dụng lên bánh xe do trọng lượng của toàn bộ máy tác dụng lên gồm có các tải trọng sau: + Trọng lượng toàn bộ băng tải bao gồm cả vật liệu trên băng: Gbtpp + Trọng lượng kết cấu thép cần đỡ băng tải phân phối: Gpp. + Trọng lượng toàn bộ khung đỡ máy đánh đống, Gk1. + Trọng lượng đối trọng, Gđt. Gbx = Gbtpp + Gpp + Gk1 + Gđt (3.1) = 6,5 + 11 +12 + 12 = 41,5 T Trường hợp bánh xe chịu tải trọng nặng nhất là khi cần của băng tải phân phối nằm ngang, khi đó thì tải trọng chủ yếu được phân bố ở hai bánh xe nằm trên cùng một ray và nằm về phía của cần phân phối, khi đó tải trọng của mỗi bánh xe sẽ là: P = (3.2) = = 20,75 T = 207500 N Tải trọng tương đương tác dụng lên bánh xe được xác định theo công thức (3.88)[8]: Pbx = g.kbx.Pmax (3.3)[8] Trong đó: + g: hệ số tính đến sự thay đổi của tải trọng trong quá trình làm việc. Tra bảng 5-2[2] ta được g= 0,9 + kbx: hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu. Tra bảng 5-1[2] ta được kbx= 1,4 => Pbx = 0,9.1,4.207500 = 261450 N Kiểm tra ứng suất dập đối với bánh xe bằng thép và dạng tiếp xúc giữa bánh xe và ray là tiếp xúc điểm theo công thức (3.95)[8]: = (3.4)[8] Trong đó: + m: hệ số phụ thuộc giữa tỉ số giữa bán kính tương đương nhỏ trên bán kính tương đương lớn. Tra bảng 3.10[8], ta có được m = 0,5. + : bán kính tương đương lớn nhất, =630mm. + E: modun đàn hồi của vật liệu. Đối với thép thì E = 2,1.104 kG/mm2. => = = 1566,2 N/mm2 Bánh xe được chế tạo bằng thép đúc, để đảm bảo độ bền lâu, chóng mòn do ma sát khi tiếp xúc với ray, vành bánh ray và mặt ray được tôi đạt độ rắnHB = 300¸400 và có [sd]=1800N/mm2. Vậy bánh xe đã chọn làm việc đảm bảo độ bền. Để dễ dàng cho việc chế tạo và lắp đặt, ta chọn tất cả các bánh xe của cơ cấu di chuyển là như nhau, kể cả bánh xe di chuyển của khung đỡ băng tải nạp liệu. 3.4.3. Xác định lực cản di chuyển: Lực cản di chuyển của máy đánh đống được tính theo công thức sau: W = WI + WII (3.5) Trong đó: WI: lực cản di chuyển do các bộ phận khung đỡ của cần đỡ băng tải phân phối, băng tải phân phối và cần đỡ băng tải phân phối. WII: lực cản di chuyển do các bộ phận khung đỡ của cần đỡ băng tải nạp liệu, băng tải nạp liệu và cần đỡ băng tải nạp liệu. a. Tính lực cản di chuyển WI: Lực cản tĩnh chuyển động trong mọi thời kì chuyển động ổn định và không ổn định là các thành phần lực cản do ma sát W1, lực cản do độ dốc của đường ray W2, lực cản do gió W3 WI = W1 + W2 + W3 (3.6)[10] Trong đó: + W1: lực cản ma sát, N. + W2: lực cản do độ nghiêng của đường ray, N. + W3: lực cản do gió, N. @ Lực cản ma sát W1 là lực vòng trên bánh xe tại vị trí tiếp xúc giữa bánh xe với đường ray. Nó có chiều luôn ngược chiều chuyển động. W1 là một đại lượng thay thế tương đương cho các lực cản lăn giữa bánh xe với ray, ma sát trong ổ trục bánh xe và ma sát giữa thành bánh xe với cạnh bên của ray. Hình 3.4. Mô hình tính lực cản ma sát Trong đó: + m : hệ số cản lăn + f : hệ số ma sát ổ trục quy về đường kính ngõng trục + D, d: đường kính bánh xe và đường kính ngõng trục + F : tổng áp lực tác dụng lên bánh xe theo phương thẳng đứng. F = Gbtpp + Gpp + Gk1 + Gđt = 6,5 + 11 +12 +12 = 41,5 T = 415000 N Theo bảng (3-7), (3-8)[8] ta có m= 0,8, f= 0,015. (3.7)[10] = = 2536,1N @ Lực cản do độ dốc đường ray (3.8)[10] Trong đó: + a: độ dốc cho phép của đường ray, a= 0,003. @ Lực cản do gió: Do Máy đánh đống làm việc trong nhà nên lực cản gió bằng không. W3 = 0 Vậy tổng lực cản tĩnh chuyển động WI: WI = W1 + W2 + W3 = 2536,1 + 1245 + 0 = 3781,1 N b. Tính lực cản di chuyển WII: Lực cản tĩnh chuyển động trong mọi thời kì chuyển động ổn định và không ổn định là các thành phần lực cản do ma sát W1, lực cản do độ dốc của đường ray W2, lực cản do gió W3 WII = W1 + W2 + W3 + W4 (3.9) Trong đó: + W1: lực cản ma sát, N. + W2: lực cản do độ nghiêng của đường ray, N. + W3: lực cản do gió, N. + W4: lực cản do dây băng vòng qua các tang dẫn hướng, N. Các thành phần gây nên lực cản WII gồm có: + Trọng lượng toàn bộ băng tải nạp liệu, bao gồm cả vật liệu trên băng, Gbtnl. + Trọng lượng kết cấu thép cần đỡ băng tải nạp liệu, Gnl. + Trọng lượng khung đỡ của cần đỡ băng tải nạp liệu, Gk2. Vậy tổng áp lực tác dụng lên bánh xe là: F = Gbtnl + Gnl + Gk2 = 5,5 + 4 + 6,5 = 16 T = 160000 N @ Lực cản ma sát W1 là lực vòng trên bánh xe tại vị trí tiếp xúc giữa bánh xe với đường ray. Nó có chiều luôn ngược chiều chuyển động. W1 là một đại lượng thay thế tương đương cho các lực cản lăn giữa bánh xe với ray, ma sát trong ổ trục bánh xe và ma sát giữa thành bánh xe với cạnh bên của ray. Hình 3.5. Mô hình tính lực cản ma sát Trong đó: + m : hệ số cản lăn + f : hệ số ma sát ổ trục quy về đường kính ngõng trục + D, d: đường kính bánh xe và đường kính ngõng trục + F : tổng áp lực tác dụng lên bánh xe theo phương thẳng đứng. Theo bảng (3-7), (3-8)[8] ta có m= 0,8, f= 0,015. (3.10)[10] = = 977 N @ Lực cản do độ dốc đường ray (3.11)[10] Trong đó: + a: độ dốc cho phép của đường ray, a= 0,003. @ Lực cản do gió: Do Máy đánh đống làm việc trong nhà nên lực cản gió bằng không. W3 = 0 @ Lực cản do dây băng vòng qua các tang dẫn hướng: Lực cản do các lực căng dây băng vòng qua các tang dẫn hướng: do Q2 > Q1 nên ta lấy Q2 tính toán. W4 = Q2.cos180 = 2623.cos180 = 2495 kG = 24950 N Lực Q1 và Q2 đã được xác định trong chương 2 – Thiết kế kết cấu thép cần đỡ băng tải nạp liệu. Vậy tổng lực cản tĩnh chuyển động WI: WI = W1 + W2 + W3 + W4 = 977 + 480 + 0 + 24950 = 26407 N Vậy tổng lực cản di chuyển của máy đánh đống là: W = WI + WII = 3781,1 + 26407 = 30188,1 N 3.4.4. Tính chọn động cơ và hộp giảm tốc: Công suất cản tĩnh yêu cầu của động cơ điện được tính theo công thức (3.60)[9]: Nt = (3.12)[9] Trong đó: + W: tổng lực cản tĩnh khi chuyển động ổn định, N. + v: vận tốc di chuyển của máy đánh đống, m/p. + : hiệu suất của động cơ điện và bộ truyền động, = 0,85. => Nt = = 8,9 kW Do ta chọn hình thức dẫn động riêng với hai cụm dẫn động riêng biệt nên công suất yêu cầu đối với mỗi động cơ điện sẽ là: N = (3.13) Trong đó: + k: hệ số kể đến sự san tải không đều giữa hai động cơ, chọn k =1,2. => N = = 5,34 kW Số vòng quay cần có của bánh xe để đảm bảo vận tốc di chuyển: (3.14) Trong đó: + v: vận tốc di chuyển của máy, v = 15m/p + Dbx: đường kính bánh xe, D = 630mm = 0,63m. => nbx = = 7,6 v/p Tỉ số truyền chung cần có đối với bộ truyền là: = (3.15) Trong đó: + n: số vòng quay của động cơ. + nnx: số vòng quay của bánh xe. => i = = 190,8 Ta phân bố tỉ số truyền cho bộ truyền bánh răng hở là ibr = 4. Tỉ số truyền của hộp giảm tốc sẽ là: ihgt = = = 47,7 Ta chọn cụm động cơ gắn liền với hộp giảm tốc của hãng NORD (Anh) có tỉ số truyền 47,67 có mã hiệu hộp giảm tốc loại bánh răng 3 cấp trụ nón là SK 9042.1AZ và động cơ điện loại roto dây quấn có mã hiệu là 132SH/4 có phanh đặt ở sau đuôi động cơ và có các thông số kĩ thuật như sau: + Công suất : kW 5,5 + Số vòng quay : v/p 1450 + Tỉ số truyền : 47,67 + Đường kính trục đầu ra của hộp giảm tốc: 80mm + Momen phanh: Nm 150 + Tổng khối lượng: kG 200 Hình 3.6. Cụm dẫn động cơ cấu di chuyển Momen danh nghĩa của động cơ điện: = (3.16) Trong đó: + N: công suất động cơ, kW. + n: số vòng quay động cơ, v/p. => Mdn= = 36,3 N/m Momen trên trục đầu ra của hộp giảm tốc: Mhgt = Mdn.ihgt. (3.17) = 36,2.47,67.0,96 = 1661 Nm Momen trên trục bánh xe: Mbx = Mhgt.ibr. (3.18) = 1661.4.0,96 = 6378,24 Nm 3.4.5. Kiểm tra điều kiện bám: Để tránh hiện tượng trượt trơn của bánh xe trên ray, cơ cấu di chuyển cần được kiểm tra về lực bám sao cho bảo đảm hệ số an toàn bám nhất định. Phép tính kiểm tra về lực bám tiến hành cho trường hợp mở máy cơ cấu di chuyển khi không có vật liệu trên băng tải phân phối, là lúc có nhiều khả năng nhất xảy để xảy ra trượt trơn ( do lực tác dụng theo phương thẳng đứng lên trục bánh xe nhỏ nhất). Hệ số an toàn bám kiểm tra theo công thức (3-49)[9]: (3.19)[9] Trong đó: + Gd: tổng áp lực lên các bánh dẫn khi không có vật liệu. + j: hệ số bám của bánh xe vào ray, đối với máy trục làm việc trong nhà j= 0,2. + : tổng lực cản tĩnh chuyển động của cổng trục khi không có vật liệu. + G0: khối lượng toàn bộ máy đánh đống. + f: hệ số ma sát trong ổ trục, f= 0,015. + d: đường kính ngõng trục. + Dbx: đường kính bánh xe. + g: gia tốc trọng trường. + : gia tốc xuất hiện khi mở máy. Tổng áp lực lên các bánh dẫn khi không có vật liệu trên băng tải phân phối: Gd = Gbtpp + Gpp + Gk1 + Gđt - Gvl = 6,5 + 11 + 12 + 12 – 0,0555.20,6 = 40,36 T Tổng lực cản tĩnh chuyển động của cổng trục khi không có vật liệu. W = 3677 + 26407 = 30084 N Khối lượng toàn bộ máy đánh đống: G0 = 51,8 T = 518000 N Theo bảng 1.15 [3], ta có gia tốc khởi động của cơ cấu di chuyển cho phép là 0,2 m/s2. => kb = = 2,06 > 1,2 Vậy điều kiện bám thõa mãn điều kiện cho phép. 3.4.6. Kiểm tra momen mở máy của động cơ điện: Phương trình chuyển động của cơ cấu trong thời kì mở máy di chuyển Mm = Mt + Mđ1 + Mđ2 (3.20)[9] Trong đó: + Mm : momen mở máy của động cơ + Mt : momen tĩnh do các lực cản tĩnh gây ra trên trục động cơ = (3.21)[9] = = 58880,8 N.mm = 58,9 N.m + Mđ1: momen động do quán tính khối lượng của phần di chuyển. (3.220[9] + Mđ2: momen động do quán tính khối lượng các chi tiết máy quay trong cơ cấu (3.23)[9] + : hệ số kể đến ảnh hưởng quán tính của các chi tiết máy quay trên trục động cơ, = 1,11,2. + : tổng momen vô lăng của các chi tiết máy quay. = 7,7 Nm2 + n1: số vòng quay của trục động cơ. Thời gian mở máy tm ứng với gia tốc mở máy cho phép j0 = 0,2 m/s2: tm = (3.24)[9] = = 1,25 s. => Md1 = = = 20552,4 N.mm = 20,55 N.m => Md2 = = 28,58 N.m => Mm = 58,9 + 20,55 + 28,58 = 108,03 N.m Momen danh nghĩa của động cơ = = = Momen mở máy lớn nhất (3.25)[9] = = 90,5 Nm. Momen mở máy nhỏ nhất = 39,82 Nm. Momen mở máy trung bình tính theo công thức (2-75)[9] = (3.26)[9] = = 65,16< Mm Vậy động cơ đảm bảo làm việc an toàn khi mở máy. 3.4.7. Kiểm tra momen phanh: Thời gian phanh xác định theo công thức (3-61)[9]. (3.27)[9] Trong đó: + Vdc: vận tốc di chuyển, m/p. + : gia tốc hãm, m/s2. Chọn trị số gia tốc hãn = 0,25 m/s2 Momen phanh được tính theo công thức (3.56)[9] (3.28)[9] Trong đó: + : tổng lực cản tĩnh chuyển động (bỏ qua lực cản do độ nghiêng của đường) = = 2536,1 + 977 + 24950 = 28463,1 N Vậy momen phanh của động cơ điện là 150 Nm là thỏa mãn yêu cầu đặt ra. Trong khi phanh, xe cũng có khả năng trượt trơn nên cần kiểm tra hệ số bám trong quá trình xe không có vật nâng. Theo công thức (3-49a)[9] ta có: (3.29)[9] 3.5. Thiết kế bộ truyền bánh răng hở: 3.5.1. Chọn vật liệu làm bánh răng: Do đặc thù của bộ truyền hở là làm việc trong môi trường tiếp xúc với nhiều tác nhân gây ăn mòn, bụi bẩn như: nước, axit (trong nước mưa), kiềm, cát bụi… trong khi điều kiện bôi trơn kém do không được bôi trơn trong dầu nhờn. Do đó, để đảm bảo điều kiện làm việc cũng như tuổi thọ của bộ truyền đáp ứng yêu cầu làm việc thì cần chọn loại thép có khả năng chống ăn mòn tốt. Tốt nhất nên chọn loại thép hợp kim có chứa Crôm thì sẽ thoả mãn yêu cầu chống ăn mòn. Chọn vật liệu làm bánh răng là thép mác 45X tôi cải thiện có độ rắn HB = 250–280, giới hạn bền 1000MPa, giới hạn chảy 700MPa. Việc sử dụng các loại thép có Crôm đảm bảo cho bánh răng một tuổi thọ cao, khả năng chống ăn mòn tốt, giảm công bảo dưỡng trong khi vận hành, tăng tuổi thọ cho bộ truyền. 3.5.2. Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép: a. Ứng suất tiếp xúc cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức: (3.30)[4] Trong đó: + : ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài, phụ thuộc vào độ rắn. Tra bảng 3-9[4] ta được: = 2,5HB (3.31)[4] = 2,5.280 = 700N/mm2 + : hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc được tính theo công thức: Ntđ = 600unT + u: số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng. + n: số vòng quay trong 1 phút của bánh răng. - Đối với bánh răng lớn, n = 7,6 v/p - Đối với bánh răng nhỏ, n = 30,4 v/p + T: tổng số giờ làm việc. Giả sử bánh răng làm việc trong 3000 giờ => T = 3000 giờ Đối với bánh răng lớn: Ntđ = 600.1.7,6.3000 = 13,68.106 < N0 = 15.106 => = (3.32)[4] = = 1,01 Đối với bánh răng nhỏ: Ntđ = 600.4.30,4.3000 =218,8.106 > N0 = 15.106 => = 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng nhỏ: = = 700 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn: = .1,01= 707 MPa b. Ứng suất uốn cho phép: Ứng suất uốn cho phép khi răng làm việc hai mặt được tính theo công thức (3.6)[4]: = (3.33)[4] Trong đó: + : giới hạn mỏi uốn trong chu kì đối xứng = (0,4 – 0,45) = 0,45. 1000 = 450MPa + n: hệ số an toàn. Chọn n = 1,5. + : hệ số tập trung ứng suất ở chân răng. Chọn = 1,8. + : hệ số chu kì ứng suất uốn, được tính theo công thức (3.7)[4]: (3.34)[4] + N0: số chu kì cơ sở của đường cong mỏi uốn. Lấy N0 = 5.106. + Ntd: số chu kì tương đương. + m: bậc của đường cong mỏi uốn, có thể lấy m = 6. Đối với bánh răng lớn: = = = 0,85 Đối với bánh răng nhỏ: = 0,53 Ứng suất uốn cho phép của bánh răng lớn: = 141,67 MPa Ứng suất uốn cho phép của bánh răng nhỏ: = 88,33 MPa 3.5.3. Xác định số răng, mođun của bánh răng: Do bánh răng lớn được lắp đồng trục với bánh xe, nên đường kính của bánh răng lớn phải có đường kính sao cho việc lắp ghép với bánh xe là hợp lí nhất. Chọn đường kính vòng chia của bánh răng lớn là 600mm, mođun của bánh răng là 10. Số răng của bánh răng lớn là: = (3.35)[4] = 60 Chọn Z2 = 60 Số răng của bánh răng nhỏ: = = =15 Chọn Z1 = 15 Đường kính vòng chia của bánh răng nhỏ: dc1 = mZ1 = 10.150 = 150mm Khoảng cách trục giữa hai bánh răng: = (3.36)[4] = 3.5.4. Tính kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: Công thức kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc giữa hai bánh răng theo công thức (3-13)[4]: (3.37)[4] Trong đó: + A: khoảng cách trục, mm. + i: tỉ số truyền của cặp bánh răng. + K: hệ số tải trọng động, chọn K = 1,3. + N: công suất truyền động, N = 5,5 kW + b: bề rộng bánh răng, chọn b = 100mm. + n2: số vòng quay của bánh răng lớn, n2 = 7,6 v/p. = 3.5.5. Tính kiểm nghiệm ứng suất uốn: Ứng suất uốn được tính kiểm nghiệm theo công thức (3-33)[4]: (3.38)[4] Trong đó: + y: hệ số dạng răng. + Đối với bánh răng lớn: y = 0,49. + Đối với bánh răng nhỏ, y = 0,33. + m: modun của bánh răng. + Z: số răng của bánh răng đang tính. + n: số vòng quay của bánh răng đang tính. + b: bề rộng bánh răng. Đối với bánh răng nhỏ: = 90,75 N/mm2< Đối với bánh răng lớn: = 61,1 N/mm2 < 3.5.6. Thiết kế trục bánh răng nhỏ: a. Xác định kích thước trục: Trong quá trình làm việc, trục của bánh răng nhỏ chịu uốn và chịu xoắn. Ứng suất uốn sẽ thay đổi theo chu kì đối xứng, còn ứng suất xoắn do tính chất làm việc hai chiều của cơ cấu di chuyển xem như cũng thay đổi theo chu kì đối xứng. Momen xoắn mà trục truyền là: Mx = Mhgt = 1661 Nm Lực vòng P = Trong đó: + d1: đường kính vòng chia của bánh răng nhỏ. d1 = m.Z1 = 10.15 = 150 mm => P = = 22146,7 N Momen tương đương được tính theo công thức (7-4)[4] tại tiết diện nguy hiểm là: Mtd = (3.39)[4] = = 2872423,5 N.mm Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức (7-3)[4]: D (3.40)[4] Trong đó: + Mtd: momen tương đương của tiết diện. + : hệ số rỗng của trục. + : ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục. Chọn sơ đồ tính trục như hình vẽ: Hình 3.7. Sơ đồ tính trục bánh răng nhỏ Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45X có giới hạn bền , giới hạn mỏi uốn , giới hạn mỏi xoắn Ứng suất cho phép với chu kì làm việc đối xứng xác định theo công thức: (3.41)[9] => D 76,2 mm Chọn đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm là 120mm. Đường kính trục tại tiết diện lắp then với trục đầu ra của hộp giảm tốc D1 (3.42)[4] Trong đó: + : ứng suất xoắn cho phép. Lấy = 20 N/mm2. => D1 74,6 mm Chọn đường kính trục tại tiết diện lắp then với trục đầu ra của hộp giảm tốc bằng 80mm. Hình 3.8. Kết cấu trục bánh răng nhỏ. b.Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn: * Kiểm tra tại tiết diện 1-1: Chọn then để lắp mayơ của trục có kích thước như sau: chọn then bằng theo TCVN 150 -64: b = 14 , h = 9, t =5, t1 = 4,1; k = 5. Ở đây xét ảnh hưởng của một yếu tố quan trọng đến sức bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt v.v… vì vậy sau khi đã xác định kết cấu của trục cần phải kiểm nghiệm hệ số an toàn tại những tiết diện nguy hiểm. Xét tiết diện nguy hiểm là tại chỗ lắp mayơ với trục ra của hộp giảm tốc. Theo bảng 7-3a [4], momen chống uốn của tiết diện = (3.43)[4] = = 47779 (mm3) Momen chống xoắn của tiết diện = (3.44)[4] = = 98019 (mm3) Các ứng suất uốn và xoắn gây ra tại tiết diện đang xét = (3.45)[4] = 0 = (3.46)[4] = = 17 (kG/mm2) Hệ số an toàn được tính theo công thức (7.5)[5]: (3.47)[4] Trong đó: : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp (3.48)[4] : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp (3.49)[4] : giới hạn mỏi uốn và giới hạn mỏi xoắn ứng với chu kì đối xứng. Có thể lấy gần đúng: : biên độ ứng suất pháp và ứng suất tiếp sinh ra trong tiết diện trục. : trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp. Do trục quay một chiều nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng: Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì đối xứng: : hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Chọn = 0,1, = 0,05 đối với thép cácbon trung bình. : hệ số kích thước. Theo bảng 7-4[5] chọn , : hệ số tăng bền bề mặt trục. Theo bảng 7-5[5], chọn. : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi chịu uốn và chịu xoắn. Tra bảng 7-6[5] ta chọn: . = = = 5,05> [n] Vậy trục đảm bảo làm việc tốt thỏa điều kiện bền mỏi. * Kiểm tra tại tiết diện 2-2: Theo bảng 7-3a [4], momen chống uốn của tiết diện = (3.50)[4] = = 169560 (mm3) Momen chống xoắn của tiết diện = (3.51)[4] = = 339120 (mm3) Các ứng suất uốn và xoắn gây ra tại tiết diện đang xét = (3.52)[4] = = 14,6 (kG/mm2) = (3.53)[4] = = 4,9 (kG/mm2) Hệ số an toàn được tính theo công thức (7.5)[5]: (3.54)[4] Trong đó: + : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp (3.55)[4] + : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp (3.56)[4] + : giới hạn mỏi uốn và giới hạn mỏi xoắn ứng với chu kì đối xứng. Có thể lấy gần đúng: + : biên độ ứng suất pháp và ứng suất tiếp sinh ra trong tiết diện trục. + : trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp. Do trục quay một chiều nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng: Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì đối xứng: + : hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Chọn = 0,1, = 0,05 đối với thép cácbon trung bình. + : hệ số kích thước. Theo bảng 7-4[5] chọn , + : hệ số tăng bền bề mặt trục. Theo bảng 7-5[5], chọn. + : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi chịu uốn và chịu xoắn. Tra bảng 7-6[5] ta chọn: . = = = 10,3 = = = 17,5 Vậy trục đảm bảo làm việc tốt thỏa điều kiện bền mỏi. c. Kiểm nghiệm then: Theo TCVN 150-64, tưng ứng với đường kính trục tang d=100mm, ta chọn then bằng có các kích thước: b=14mm; h= 9mm; t= 5mm; t1=4,1mm; k= 5. Chiều dài then: Lt = 200mm Kiểm tra then theo điều kiện bền dập: = (3.57)[4] = = Kiểm tra then theo điều kiện bền cắt: = (3.58)[4] = = Theo bảng 7-20 và 7-21 [5] ta được : Ta thấy Vậy then đảm bảo điều kiện bền. d. Tính chọn ổ bi: Đường kính tại tiết diện lắp ổ bi là 100 mm. Phản lực tại các gối đỡ trục: Ra = 17122,3 N Rb = 5119 N Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ tính theo công thức (8-2)[4] Q = (kvR + mA)knkt (3.59)[4] Trong đó: + R: tải trọng hướng tâm. + A: tải trọng theo chiều dọc trục. + m: hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm. + kt: hệ số tải trọng động. + kn: hệ số nhiệt độ. + kv: hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay. Theo [4] chọn m= 2,5 ; kt = 1 ;kn = 1 ; kv = 1,1. => Q = (1,1.1712,23 + 2,5. 0).1.1 = 2071,8 daN Hệ số khả năng làm việc C = Q(n.h)0,3 (3.60)[4] Trong đó: + n: số vòng quay trục trong một phút, n = 30,4 v/p. + h: số giờ làm việc của ổ, chọn h = 10000 giờ. =>C = 2071,8.(30,4.10000)0,3 = 91455,5 Dựa vào hệ số khả năng làm việc, tra bảng chọn ổ bi đỡ một dãy theo tiêu chuẩn GOST 7242 – 81 kí hiệu 60320 có hệ số khả năng làm việc là 132000. Hình 3.9. Ổ bi đỡ trục truyền động 3.6. Thiết kế trục đỡ bánh xe: a. Thiết kế trục đỡ bánh xe chủ động: Kết cấu cụ thể của các bộ phận trong cơ cấu di chuyển được trình bày trong bản vẽ cụm bánh xe bị động và cụm bánh xe chủ động. Bánh xe được lắp lồng không với trục qua các ổ bi đỡ. Bản thân trục thì được đỡ trên khung đỡ. Trong quá trình làm việc, trục chỉ chịu uốn mà không chịu xoắn. Ứùng suất uốn sẽ thay đổi theo chu kỳ đối xứng. Tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe Pbx = 192500 N Tải trọng tính toán có kể đến ảnh hưởng của tải trọng động Pmax = Pbx.Kđ (3.61) = 192500.1,3 = 250250 N Trong đó: + Kđ : hệ số tải trọng động. Kđ = 1,2¸1,5. Sơ đồ tính trục như hình vẽ sau: Hình 3.10. Sơ đồ tính trục bánh xe. Ngoài lực Pt , trong mặt phẳng ngang trục còn bị uốn bởi lực di chuyển bánh xe ( gần bằng ½ lực cản chuyển động lăn) song trị số khá nhỏ nên ta bỏ qua. Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có giới hạn bền , giới hạn mỏi uốn , giới hạn mỏi xoắn Ứng suất cho phép với chu kì làm việc đối xứng xác định theo công thức: (3.62)[9] Đường kính trục trong phép tính gần đúng tại tiết diện giữa bánh xe (tiết diện nguy hiểm). D (3.63)[4] 172 Ta chọn đường kính trục là d= 180mm. Hình 3.11. Kết cấu trục bánh xe @ Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn: Tiết diện nguy hiểm nhất là tiết diện giữa bánh xe có d= 175mm. Momen chống uốn của tiết diện = (3.64)[4] = = 572265 (mm3) Ứng suất uốn gây ra tại tiết diện đang xét 60 N/mm2 Hệ số an toàn được tính theo công thức: (3.65)[4] Trong đó: + : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp (3.66)[4] + : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp (3.67)[4] + : giới hạn mỏi uốn và giới hạn mỏi xoắn ứng với chu kì đối xứng. Có thể lấy gần đúng: + : biên độ ứng suất pháp và ứng suất tiếp sinh ra trong tiết diện trục. + : trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp. Do ứng suất pháp và ứng suất tiếp thay đổi theo chu kì đối xứng nên: + : hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Chọn = 0,1, = 0,05 đối với thép cácbon trung bình. + : hệ số kích thước. Theo bảng 7-4[4] chọn , + : hệ số tăng bền bề mặt trục. Theo bảng 7-5[4], chọn. + : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi chịu uốn và chịu xoắn. Tra bảng 7-6[4] ta chọn: Vậy trục đảm bảo làm việc tốt thỏa điều kiện bền mỏi. @ Tính chọn ổ trục bánh xe: Chọn tiết diện của trục tại chỗ lắp ổ có đường kính d= 175 mm. Phản lực tại các gối đỡ trục: Ra = 131811 N Rb = 118439 N Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ tính theo công thức (8-2)[4] Q = (kvR + mA)knkt (3.68)[4] Trong đó: + R: tải trọng hướng tâm. + A: tải trọng theo chiều dọc trục. + m: hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm. + kt: hệ số tải trọng động. + kn: hệ số nhiệt độ. + kv: hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay. Theo [4] chọn m= 2,5 ; kt = 1 ;kn = 1 ; kv = 1,1. => Q = (1.13181,1 + 2,5. 0).1,1 = 14499,2 daN Hệ số khả năng làm việc C = Q(n.h)0,3 (3.69)[4] Trong đó: n: số vòng quay trục trong một phút, n = 30,4 v/p. h: số giờ làm việc của ổ, chọn h = 10000 giờ. =>C = 14499,2.(7,6.10000)0,3 = 422267,9 Dựa vào hệ số khả năng làm việc, tra bảng chọn ổ bi đỡ một dãy theo tiêu chuẩn DIN 621T1 kí hiệu 6036 có hệ số khả năng làm việc là 450000. Hình 3.12. Ổ bi đỡ trục bánh xe. b. Thiết kế trục đỡ bánh xe bị động: Để thống nhất cho việc chế tạo và lựa chọn thiết bị thay thế, ta chọn trục bánh xe bị động giống với trục bánh xe chủ động. Hình 3.13. Kết cấu cụm bánh xe chủ động