Đồ Án Cstkm Phương Án 2.Docx

Lời nói đầu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy Thông qua đồ án môn học Chi tiết má[.]

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

 Theo công thức 3.23 trang 48 tỉ số truyền hệ thống là : uht= Phân phối tỉ số truyền hệ dẫn động cho các bộ truyền

Ta có : uht = ud ubr ux

TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT CỦA BỘ TRUYỀN

1 Công suất trên các trục.

 Công suất trục động cơ : Pdc = Pct = 3,499 (kW)

 Công suất trên trục I (trục chủ động) : PI = Pdc.ηd = 3,499 0,95 = 3,324 (kW)

 Công suất trên trục II (trục bị động) :PII = PI.ηbr.ηol = 3,324.0,97.0,993 = 3,202 (kW)

 Công suất trên trục làm việc: Plv = PII ηx =3,202 0,92 = 2,905 (kW)

2 Số vòng quay trên các trục.

 Trục động cơ : ndc = 2880 (vòng / phút)

 Trục II : nII = (vòng/phút)

 Trục làm việc: nlv = (vòng/phút)

3 Mômen xoắn trên các trục.

Bảng 1.2: Thông số động lực học của hộp

Thông số Động cơ I II Làm việc ud = 3,56 P(kw) 3,499 3,324 3,225 2,905 ubr = 4 n(v/p) 2880 808,989 202,247 77,489 ux = 2,61 T(Nmm) 11620,59 39519 151196,8 358021.784

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI

CƠ SỞ CHỌN TIẾT DIỆN DÂY ĐA

Công suất của bánh đai chủ động (lắp trực tiếp với trục động cơ nên bằng công suất cần thiết của động cơ): P1 = Pct = 3,499kW > 2 kW nên ta chọn đai thang.

THIẾT KỀ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

Truyền động đai được dùng để truyền chuyển động và mômen xoắn giữa các trục xa nhau Đai được mắc lên hai bánh với lực căng ban đầu Fo, nhờ đó có thể tạo ra lực ma sát trên bề mặt tiếp xúc giữa đai và bánh đai và nhờ lực ma sát mà tải trọng được truyền đi.

Thiết kế truyền đai gồm các bước :

-Chọn loại đai, tiết diện đai

-Xác định các kích thước và thông số bộ truyền.

-Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu về khả năng kéo của đai và về tuổi

-thọ.Xác định lực căng đai và lực tác dụng lên trục.

Theo hình dạng tiết diện đai, phân ra : đai dẹt (tiết diện chữ nhật), đai hình thang (đai hình chêm), đai nhiều chêm (đai hình lược) và đai răng.

1 Xác định kiểu tiết diện đai thang

Từ bảng 4.13 và hình 4.1, trang 59, sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Tập1” ta chọn đai loại A.

2 Tính toán các thông số bộ truyền đai (d 1 , d 2 , l và số dây đai z) Đường kính đai d1 tiêu chuẩn (mm) gồm: 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140,

2.2.1 Chọn và kiểm nghiệm đường kính bánh đai chủ động.

Chọn đường bánh đai nhỏ: d1 0 (mm);

60000 = 24,115 (m/s) v < vmax = 25 ( m/s) Như vậy vận tốc đai tính toán nhỏ hơn vận tốc đai cho phép vmax = 25 m/s (đối với loại đai thang thường).

2.2.2 Tính, chọn và kiểm nghiệm đường kính bánh đai bị động

Tỷ số truyền của bộ truyền đai: u d = d 2 d 1 ( 1− ε )

 Ta có hệ số trượt đai: ε = 0,01 ÷ 0,02; chọn ε = 0,02

 Suy ra đường kính bánh đai lớn : d2 = d 1 u d (1−ε) 0.3,56.(1-0,02) U8.21 (mm)

 Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai utt = d2/d1.(1- ε ¿ = 560/160.(1-0,02) = 3,571 Chênh lệch tỷ số truyền thực tế và phân phối: Δu= u tt −u pp u pp 100%

Với d2 = 560 mm thỏa mãn điều kiện về chênh lệch tỉ số truyền.

2.2.3 Tính, chọn và kiểm nghiệm chiều dài đai.

 Chọn khoảng cách trục sơ bộ asb.

Ta có: d2V0 ; uđ=3,571 (khuyến cáo nội suy tính chính xác, không thì cho phép chọn xấp xỉ)

 Chiều dài sơ bộ của đai là: lsb = 2.asb + π(d 1 +d 2 )

Từ bảng 4.13T59: ta chọn chiều dài đai tiêu chuẩn là l%00 (mm)

 Số vòng chạy (số lần va đập) của dây đai: i = v l = 24,115 2,5 = 9,646 < imax = 10 (4.15)

 Chiều dài của đai đảm bảo độ bền.

 Khoảng cách trục tính toán lại là: a = (λ+ )/4

Vậy khoảng cách trục thưc tế là: a = 654 (mm)

 Điều kiện khoảng cách trục cần thỏa mãn:

Vậy trị số a thỏa mãn điều kiện.

2.2.4 Tính và kiểm nghiệm góc ôm của dây đai (bảo đảm ma sát)

Tính góc ôm 1 trên bánh đai nhỏ theo công thức:

 Góc ôm thỏa mãn điều kiện.

3 Xác định và kiểm nghiệm số dây đai

 Công suất trên trục bánh đai chủ động:

 Công suất cho phép: (Tra bảng 4.19[I])

+ Hệ số tải trọng động: (Tra bảng 4.7[I])

+ Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm: (Tra bảng 4.15[I])

C = 0,92 + Hệ số kể đến ảnh hưởng của chièu dài đai: (Tra bảng 4.16[I] và 4.19[I])

 Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền: ( Tra bảng 4.17[I])

 Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các dây đai: (Tra bảng 4.18[I])

4 Xác định chiều rộng bánh đai

 Chiều rộng của bánh đai được xác định theo công thức:

Với: t = 15 mm ; e = 10 mm ; h0 = 3,3 mm (Tra bảng 4.21T63[I])

 Đường kính ngoài của bánh đai : da = d + 2h0

 Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ là: da1 = d1 + 2h0 = 160 +2.3,3 = 166,6 (mm)

 Đường kính ngoài của bánh đai lớn là: da2 = d2 + 2h0 = 560+2.3,3 = 566,6 (mm)

5 Xác định các lực trong bộ truyền.

 Xác định lực vòng theo công thức:

 Khối lượng 1 mét chiều dài đai: qm = 0,105 (kg/m) ( Tra bảng 4.22T64[I])

 Xác định lực căng ban đầu:

 Lực tác dụng lên trục:

Bảng thông số của bộ truyền đai

Thông số Trị số Đường kính bánh đai nhỏ d 1 160 mm Đường kính bánh đai nhỏ d 2 560 mm

Chiều rộng bánh đai B 63 mm

Lực tác dụng lên trục Fr 374,58 N

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

CHỌN LOẠI XÍCH

Do bộ truyền tải không lớn, ta nên chọn loại xích ống - con lăn một dóy, gọi tắt là xích con lăn một dóy Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành rẻ và có độ bền mũn cao (khả năng chống mài mũn tốt vỡ con lăn nó lăn trong quá trỡnh răng đĩa xích ăn khớp với rónh của mắt xích, điều này làm giảm lực ma sát tác dụng lên con lăn).

1 Tính chọn các thông số của bộ truyền xích (Z 1 , Z 2 , p và x)

1.1 Tính chọn số răng các đĩa xích (19Z 1 , Z 2 120)

Từ phần 1 (Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền) ta đã có ux = 2,61

 Từ công thức mục 5.2.1, trang 80 [I] ta có số răng đĩa xích chủ động z1:

 Tra bảng 5.4, trang 80 [I] ta chọn z1 = 25 (răng)

 Số răng đĩa xích lớn:

Tính độ chênh lệch tỷ số truyền xích phân phối và thực tế:

1.2 Xác định bước xích p (pitch, mm)

Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề (công thức 5.3, trang 81[I] Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng:

 Pt - Công suất tính toán (kW)

P = P1 = PII = 3,225 (kW) - Công suất cần truyền ;

Trong đó z01 là số răng đĩa xích chủ động ứng với bước xích tiêu chuẩn (mặc định z01 = 25 răng) (mục a, cuối trang 80)

 Hệ số vòng quay: kn = = = 202,247 600 = 2,967

(Xem mục a, cuối trang 80 [I], chọn n01 bao nhiêu thì tra [P] trong bảng 5.5 phải theo cột ứng với n01 đó chọn).

 Hệ số sử dụng k được xác định theo công thức: k = kO ka kđc kbt kđ kc

Trong đó : (Tra bảng 5.6, trang 82 [I] ta có 6 đại lượng trong công thức trên)

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền : kO = 1 ( Do góc nghiêng đường nối tâm α =¿ 45 O [s] nên bộ truyền xích đảm bảo đủ bền va đập (giữa mắt xích và răng của đĩa xích).

3 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

3.1.Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:

Chọn vật liệu làm đĩa xích là thép C45 (Carbon 0,45%) tôi cải thiện đạt độ cứng 170-

 Tra theo bảng 5.11 trang 86 ta có:[H] `0 (MPa )

 Lực vòng trên băng tải : Ft = 1507 (N)

 Lực va đập trên m dãy xích (m = 1) :

 Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy: kd = 1 (xích 1 dãy)

 Hệ số tải trọng động (đã tra ở phần tính bước xích).

 Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích : với z1 = 25  kr = 0,48 (trang 87)

 Mô đun đàn hồi : E Với : E1, E2 lần lượt là mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa xích

 Diện tích chiếu mặt tựa bản lề : A = 180 (mm 2 ) (bảng 5.12 trang 87)

 Vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc của đĩa xích chủ động với dây xích

3.2.Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 2:

 Vậy đẩm bảo độ bền tiếp xúc của đĩa xích bị động với dây xích

Dùng thép 45 tôi cải thiện đạt nhiệt độ rắn HB321 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [H] = 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng 2 đĩa ( với cùng vật liệu và nhiệt luyện).

4 Tính toán các thông số hình học của bộ truyền xích.

4.1.Đường kính vòng chia d1 và d2:

4.2.Đường kính vòng đỉnh da1 và da2 :

4.3.Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2:

 df2 = d2 - 2r Trong đó :Bán kính đáy răng : r = 0,5025.dl + 0,05 Với : dl= 15,88 (mm) ( Bảng 5.2[I] )

Do đó: df1 = 202,66 - 2.8.03 = 186,6 (mm) df2 = 525,734 - 2.8,03P9,67 (mm)

5 Tính các lực tác dụng lên trục:

Theo công thức trang 87 [I] ta có:

 Lực căng trên đĩa xích chủ động F1 và đĩa xích bị động F2:

Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F0 và Fv nên F1 = Ft vì vậy lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức 5.20, trang 88 [I]:

Trong đó: kx: Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích, kx =1,15 khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng dưới 40 độ (góc nghiêng đường nối tâm) ; kx =1,05 nếu góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền trên 40 độ.

BẢNG THỐNG KÊ KẾT QUẢ TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

Thông số Ký hiệu Giá trị

Loại xích xích con lăn

Thép 45 tôi cải thiện Đường kính vòng chia d1 d2

202,66mm 525,734mm Lực tác dụng lên trục Fr 1582

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ

CHỌN VẬT LIỆU CHẾ TẠO BÁNH RĂNG

Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng1 cấp chịu công suất trung bình, nhỏ, ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I Vật liệu nhóm I là loại vật liệu có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị:

Theo bảng 6 1 [I] Trang 92, ta chọn:

1.Bánh răng nhỏ (bánh răng 1)

+ Giới hạn chảy : ch1 = 450 Mpa

Chọn độ rắn của bánh nhỏ : HB1= 240.

2 Bánh răng lớn (bánh răng 2)

+ Giới hạn chảy : ch2 = 450 Mpa

Chọn độ rắn của bánh răng lớn : HB2= 230

Kích thước S mm , không lớn hơn Độ rắn Giới hạn bềnb

XÁC ĐỊNH ỨNG XUẤT CHO PHÉP

1 Ứng suất tiếp xúc cho phép [ H ] và ứng suất uốn cho phép [ F ]

Xác định theo công thức sau:

[F] = YR Ys KxF KFC KFL (6.2)

ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;

Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;

KxH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;

YR - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;

Ys - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;

KxF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn; Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZRZvKxH = 1 và YRYsKxF = 1 do đó ta có :

+ SH = 1,1 - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

+ SF = 1,75 - Hệ số an toàn khi tính về uốn

+ KFC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

KFC = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều)

+  và  lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

+ KHL , KFL - 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 các công thức:

- mH , mF - Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn mH = mF = 6 (khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 )

- NHO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

- NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

- NHE , NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc:

Trong đó: c = 1 - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút

Ti - Mômen xoắn ở chế độ thứ i

Tmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng ti = 20000 (giờ).

Với bánh răng nhỏ (bánh răng 1): nI = 808,989 (vòng/phút)

Với bánh răng lớn (bánh răng 2): nII = 202,247 (vòng/phút)

Như vậy: NHE1> NHO1 , NHE2> NHO2

Theo công thức trên, ta tính được:

Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị trung bình của [H]1 và [H]2 nhưng không vượt quá 1,25[H]min

* Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công thức:

TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN

1 Xác định khoảng cách trục aw = Ka.(u + 1) (6.15a) Trong đó:

Ka = 43 MPa 1/3 : Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

TI : Mômen xoắn trên trục bánh chủ động TI = 39239,35 Nmm

- Ta có bd = 0,53ba(u-1) = 0,53.0,4.(4+1) = 1,06 v = 3,14.44 808,989

Tra bảng 6.13[I] ta được cấp chính xác 9

Tra bảng 6.14[I] ta được KH = 1,13

+ KHv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :

Tra bảng P2.3 phụ lục trang 250 được KHv = 1,03

Thay các giá trị vừa tính được vào biểu thức tính H ta được:

44.4 44 2 = 432,8 MPa 4.2.Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ ¿ H ¿¿ cx] ¿¿=[H].Zr.Zv.KxH (6.1) Trong đó:

Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

Zr - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

Với v = 1,86 m/s < 5m/s, Zv = 0,94 với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó gia công độc nhám Ra = 2,5 1,25 μm

KXh - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Với da< 700mm chọn KxH=1

[ ¿ H ¿¿ cx] ¿¿I1.0,95.0,94.1= 438,46 > H= 432,8 MPa (Thỏa mãn điều kiện)

H ¿¿ cx ]¿¿ ¿¿ 100% = 438,46 438,46 −432,8 100% = 1,3% < 10% (Thỏa mãn điều kiện)

5 Kiểm nghiệm độ bền mỏi uốn

5.1.Điều kiện bền uốn cho răng

TI = 39239,35 - Mô men xoắn trên bánh chủ động m = 2 mm - Mô đun pháp

= 44 mm - Chiều rộng vành răng dw1 = 44 mm - Đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động

Y - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng,ta có :

YF1, YF2 - Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2 , ta có : zv1 zv2  zv1 = cos 3 21 17,34 = 24,14 Lấy zv1 = 24

Theo bảng 6 18[I] ta có: YF1 = 3,9 ; YF2 = 3,6

Y = = 0,621 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Với  là hệ số trùng khớp ngang  = 1,61

KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn

Với : KF=KF.KF.KFv=1,14.1,37.1,07=1,67 (6.45)

+ KF = 1,1 - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (tra bảng 6 7[I])

+ KF = 1,37 - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp (tra bảng 6 14[I])

KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức:

Tra bảng 6.15 và 6.16 ta được δ F = 0,006 ; g o = 73

Như vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo.

6 Kiểm nghiệm độ bền quá tải

6.1.Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc

6.2.Kiểm nghiệm quá tải uốn :

Vậy răng đảm bảo độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền mỏi uốn khi quá tải.

7 Lực tác dụng trên bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Trên hình vẽ thể hiện lực pháp tuyến Fn nằm trong mặt phẳng pháp tuyến và vuông góc với cạnh răng.

Lực F n được phân ra làm ba thành phần vuông góc: Lực vòng Ft, lực hướng tâm Fr, lực dọc trục Fa = + +

Sơ đồ tác dụng lực lên bộ truyền bánh răng khi làm việc

-Lực tác dụng lên bánh răng nghiêng nhỏ

+Lực vòng: Ft1 = Ft2 = 2T d 1 r w 1 = 2.39239,35 44 = 1783,6 N +Lực hướng chiều trục Fr: Fr1 = Fr2 = Ft1 tgtw/cos = 1783,6.tg21 0 /cos7,34 = 717,257 N

+Lực hướng kính Fa: Fa1 = Fa2 = Ft1.tg = 1783,6.tg17,34 = 556,896 N

BẢNG THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC

BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ −¿ RĂNG NGHIÊNG

STT Thông số Kí hiệu Giá trị

1 Khoảng cách trục mm aw 110

3 Chiều rộng vành răng mm bw 44

8 Đường kính vòng lăn dw dw1 = 44 mm dw2 = 176 mm

9 Đường kính vòng chia di d1 = 44 mm d2 = 176 mm

10 Đường kính dỉnh răng dai da1 = 46,42 mm da2 = 178,42 mm

11 Đường kính đáy răng dfi df1 = 39 mm df2 = 171 mm

TÍNH TOÁN TRỤC

CHỌN VẬT LIỆU

Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tùy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính như sau:

Với độ cứng là 200 HB.

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

1 Xác định sơ bộ đường kính trục Đường kính trục sơ bộ được xác định theo công thức: d≥ 3 √ 0,2 T [ τ ] (mm) (10.9)

T - mômen xoắn tác dụng lên các trục

[]= 12 30 (MPa) - ứng suất xoắn cho phép.

 Đường kính sơ bộ trục I d ≥ √ 3 39239,35 0,2.28 = 19,13 (mm) Lấy d = 20 (mm)

 Đường kính sơ bộ trục II d ≥ √ 3 151196,8 0,2.30 = 29,32 (mm) Lấy d = 30 (mm)

2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

- Dựa vào đường kính sơ bộ của các trục vừa tính toán, ta xác định được gần đúng chiều rộng của ổ lăn, theo bảng 10 2 [I]trang189 ta có:

2.2.Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền

Chiều dài mayơ bánh đai, mayơ đĩa xích, mayơ bánh răng trụ được xác định theo công thức sau: lm = (1,2…1,5)d (10.10)

+ Trục I: lm13 = (1,2…1,5).d1 =(1,2…1,5).20 = (24…30) mm lm12 = (1,2…1,5).d1 =(1,2…1,5).20 = (24…30) mm

Lấy lm12 = 30 (mm) lm13 = 24 (mm)

+ Trục II: lm23 = (1,2…1,5).d2 = (1,2…1,5).30 = (36…45) mm lm22 = (1,2…1,5).d2 = (1,2…1,5).30 = (36…45) mm

Lấy: lm23 = 36 (mm) lm22 = 45 (mm)

Sử dụng các kí hiệu sau đây:

K - số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

I - số thứ tự của tiết diện trục ,trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng lki - khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k.

Theo CT 10.14[1] ta có: lcki = 0,5.(lmki + b0) + k3 + hn

Trong đó: lcki - khoảng côngxôn( khoảng chìa) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ lmki - chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i trên trục k. b0 - chiều rộng ổ lăn k3 - khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ hn - chiều cao nắp ổ và đầu bu lông

Theo CT trong bảng 10.4[I]trang 191: lk3 = 0,5( lmk3+b0) + k1+k2

Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10.3 [1] trang189 ta có:

+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = (8…15) mm; lấy k11 = k21= 8 mm + Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp: k2 = (5…15) mm; lấy k12 = k22=5 mm + Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = (10…20) mm; lấy k31 = k32= 20mm

+ Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông: hn = (15…20) mm; lấy hn1 = hn2= 20 mm

Theo bảng 10.4 ta có : l12 = - lc12

+) lc12 = 0,5.(lm12 + b01 ) + k31 + hn1 = 0,5.(30 + 15) + 20 + 20 = 62,5 (mm) l12 = - lc12 = 62,5 (mm) +) l13 = 0,5( lm13 +b01)+ k11 + k21 = 0,5 (24 + 15) + 8 +8 = 36 (mm)

Vậy khoảng cách trên các trục là l12 = - lc12= 62,5 (mm) Trục I l22= -lc22 = 72 (mm) l11 = 72 (mm) l21 = 75 (mm) Trôc II l13 = 36 (mm) l23 = 37,5 (mm) lm12 = 30 (mm) lm22= 45 (mm)

Theo Hình 10.6[1]: ta có sơ đồ tính khoảng cách giữa các gối đỡ:

3 Tính chính xác đường kính trục theo điều kiện bền

1 Tính lực tác dụng lên trục.

- Lực tác dụng lên bánh răng: Ft1= 1783,6 N

- Phân tích lực tác dụng lên ổ trục:

2 Tính các lực tác dụng lên gối đỡ.

Tính các phản lực lên gối đỡ B và D

Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ B và D theo phương x và y như hình vẽ.

Ta tính được các thông số như sau :

+ Phản lực theo phương của trục y

MDy(Fk)= Fđx.( l 12 + l 11 ¿- XB l 11 –Ft1.(l 11−l 13)= 0

Vậy chiều của lực ngược chiều hình vẽ.

Phản lực theo phương của trục y

MBx(Fk) = Fđy.l12+Fr1.l13+ Fa1 d w 1

MDx(Fk) = Fđy.(l11+l12) –YB.l11- Fr1.( l 11 −l 13 ¿+Fa1 d 2 w 1 = 0

Vậy chiều của lực cùng chiều hình vẽ

Các phản lực tác dụng lên ổ đỡ :

4 Xác định gần đúng đường kính trục. Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức: d 3 0,1.[ td ]

Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức sau:

Mtd = M x 2  M y 2  0 , 75 M z 2 Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d sb I = 20 (mm), vật liệu chế tạo trục là thép 45, tôi cải thiện, có b ≥ 600 MPa; theo bảng 10.5[I], ta chọn trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là:

+) Xét mặt cắt tại điểm C ( điểm có lắp bánh răng)

Với mặt cắt bên phải điểm C có:

M td = √ 2 27313,56 2 +40381,92 2 +0,75.39239,35 2 = 59426,63 Nmm dc = √ 3 59426,63 0,1.63 = 21,12 mm Chọn dc = 30 mm

+) Xét mặt cắt tại điểm B (điểm có lắp ổ lăn) có:

+) Xét mặt cắt tại điểm A (điểm có bánh đai) có:

Như vậy chọn các đường kính trục theo tiêu chuẩn ta được đường kính trục sơ bộ là: dC = 30 mm dB = 25 mm dA = 20 mm

5 Kiểm nghiệm trục và độ bền mỏi.

- Áp dụng công thức (10.9) ,kiểm nghiệm độ bền mỏi cho điểm nguy hiểm nhất là mặt cắt tại C.

S σ c ; S τ c hệ số an toàn cho phép chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn cho phép chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại C.

Theo công thức 10.20 và 10.21 có:

Trong đó: S σ c ; S τ c lần lượt là giới hạn mỏi và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng.

+) σ ac ; τ ac ; σ mc ; τ mc : là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt C.

- Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: σ mc = 0 ; τ ac = τ maxC = M w c c τ = τ = τ maxC = T c

Với w c ; w oc lần lượt là mômen cảm uốn và mômen cảm xoắn tại tiết diện C của trục,cxác định theo ( bảng 10.6)

- Đối với trục I có 1 rãnh then thì:

Với b , t1 : là bề rộng vành then và chiều sâu rãnh then trên trục với dc = 30 mm ; tra (bảng 9.1a) chọn b = 8 và t1 = 4 (mm)

+)  , - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình tới độ bền mỏi, theo bảng 10 7 - tr 197 Tài liệu [I], với b = 600 MPa, ta có: = 0,05 Mpa, = 0

Hệ số Kdc và Kdc được xác định theo các công thức sau:

Trong đó: Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bóng bề mặt Theo bảng 10.8[I], ta có : Kx = 1,06 , với b 600 MPa, tiện đạt Ra 2,5…0,63

Ky - hệ số tăng bền bề mặt trục, tra bảng 10.9[I], Ky = 1,6

+)  , - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục làm bằng vật liệu thép các bon có đường kính d = 40 (mm), theo bảng 10.10[I], ta có:  = 0,88 , 

+) K , K - trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục, đối với trục có rãnh then và gia công bằng dao phay ngón Theo bảng 10 12[I], ta có:

+ Tra bảng 10.11 [I] chọn kiểu lắp h6 ta có ❑ K = 1,79

Vậy để tính toán Kdc , Kdc ta dùng ❑ K = 1,76 0,88 = 2 và ❑ K = 1,54 0,81 = 1,9

Thay các giá trị trên vào công thức, ta được:

Vậy mặt cắt C đủ bền

Tại B, từ biểu đồ momen ta có:

MxB = 16556,25 (N.mm), MyB= 16556,25 (N.mm), MZC = 39239,35 (N.mm)

Từ công thức (IV -13), với:

Hệ số KdC và KdC được xác định theo các công thức 10.25 và 10.26-tài lệu 1:

Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bóng bề mặt Theo bảng 10 8 - tr 197 Tài liệu [1], ta có:

Kx = 1,06 , với b = 600 MPa, tiện đạt Ra 2,5…0,63;

Ky- hệ số tăng bền bề mặt trục, tra bảng 10 9 ta chọn Ky= 1,6.

 , - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục làm bằng vật liệu thép cacbon có đường kính d = 30 (mm), theo bảng 10 10 - tr 198 - Tài liệu [1], ta có εσ = 0,88; ετ = 0,81.

Kσ , Kτ – trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục, đối với trục có rãnh then và gia công bằng dao phay ngón Theo bảng 10.12 [I], ta có Kσ =1,76, Kτ = 1,54.

Thay các giá trị trên vào (10.25) và (10.26), ta được:

1,6 =1,23 Thay các kết quả trên vào công thức (10.20) và (10.21), ta tính được: sB = 1,29.15,26 216,6 +0.0,05 = 11 sB = 1,23.6,39+ 151,73 0.6,39 = 19 Theo công thức 10.19-tài liệu 1 ta tính được:

Vậy trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi.

6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Để tránh biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng trục do quá tải đột ngột, ta cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo công thức:

Mmax , Tmax - mô men uốn lớn nhất và mô men xoắn lớn nhất tại C lúc quá tải Theo biểu đồ mô men, ta có: Kqt = 1,4

Ta có: [] = 0,8 ch , với thép 45 thường hóa có: ch = 340 MPa

Vậy trục I đảm bảo thỏa mãn độ bền tĩnh.

1 Tính lực tác dụng lên trục.

- Lực tác dụng lên bánh răng: Ft2 = 1783,6 N

- Lực trên xích : Fđx = Fx.sin α = 1582.sin45 o = 1118,64N

- Phân tích lực tác dụng lên ổ trục:

mAx(Fk) = Fa2 d 2 w 2 –Fr2.l23- YC.l21+ Fđy.(l21+l22) = 0

mCx(Fk) = Fa2 d 2 w 2 + Fr2.(l21 - l23) –YA.l21+ Fđy.l22 = 0

4 Xác định gần đúng đường kính trục d 3 0,1.[ td ]

Với dsb = 30 mm , chọn [] = 63 MPa

+) Xét mặt cắt tại điểm B (điểm có lắp bánh răng).

Với mặt cắt tại điểm B có:

Tại vị trí lắp bánh răng nên đường kính trục phải tăng lên 4%. dB= 38,37 + 38,37.4/100 = 39,9 mm

+) Xét mặt cắt tại điểm C (điểm có lắp ổ lăn) có:

+) Xét mặt cắt tại điểm D (điểm có bánh xích) có:

Như vậy chọn các đường kính trục theo tiêu chuẩn ta được đường kính trục sơ bộ là: dB = 45 mm dC = 40 mm dD = 38 mm

*Kiểm nghiệm trục và độ bền mỏi.

- Áp dụng công thức (10.9) ,kiểm nghiệm độ bền mỏi cho điểm nguy hiểm nhất là mặt cắt tại C.

S σ c ; S τ c hệ số an toàn cho phép chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn cho phép chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại C.

Theo công thức 10.20 và 10.21 có:

Trong đó: S σ c ; S τ c lần lượt là giới hạn mỏi và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng.

+) σ ac ; τ ac ; σ mc ; τ mc : là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt C.

- Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: σ mc = 0 ; τ ac = τ maxC = M w c c τ mc = τ ac = τ maxC 2 = 2 T w c oc

Với w c ; w oc lần lượt là mômen cảm uốn và mômen cảm xoắn tại tiết diện C của trục,cxác định theo ( bảng 10.6)

- Đối với trục II có 1 rãnh then thì:

Với b , t1 : là bề rộng vành then và chiều sâu rãnh then trên trục với dc = 40 mm ; tra (bảng 9.1a) chọn b = 12 và t1 = 5 (mm)

+)  , - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình tới độ bền mỏi, theo bảng 10 7 - tr 197 Tài liệu [I], với b = 600 MPa, ta có: = 0,05 MPa;  = 0

Hệ số Kdc và Kdc được xác định theo các công thức sau:

Trong đó: Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bóng bề mặt Theo bảng 10.8[I], ta có : Kx = 1,06 , với b 600 MPa, tiện đạt Ra 2,5…0,63

Ky - hệ số tăng bền bề mặt trục, tra bảng 10.9[I], Ky = 1,6

+)  , - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục làm bằng vật liệu thép các bon có đường kính d = 40 (mm), theo bảng 10.10[I], ta có:  = 0,88 , 

+) K , K - trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục, đối với trục có rãnh then và gia công bằng dao phay ngón Theo bảng 10 12[I], ta có:

+Tra bảng 10.11 [I] chọn kiểu lắp h6 ta có ❑ K = 1,79

Vậy để tính toán Kdc , Kdc ta dùng ❑ K = 1,76 0,88 = 2 và ❑ K = 1,54 0,81 = 1,9

Thay các giá trị trên vào công thức, ta được:

Vậy mặt cắt C đủ bền

Tại B, từ biểu đồ momen ta có:

MxB = 16556,25 (N.mm), MyB= 16556,25 (N.mm), MZC = 39239,35 (N.mm)

Từ công thức (IV -13), với:

 Theo công thức 10.23- tài liệu 1:

Hệ số KdC và KdC được xác định theo các công thức 10.25 và 10.26-tài lệu 1:

Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bóng bề mặt Theo bảng 10 8 - tr 197 Tài liệu [1], ta có:

Kx = 1,06 , với b = 600 MPa, tiện đạt Ra 2,5…0,63;

Ky- hệ số tăng bền bề mặt trục, tra bảng 10 9 ta chọn Ky = 1,6

 , - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục làm bằng vật liệu thép cacbon có đường kính d = 30 (mm), theo bảng 10 10 - tr 198 - Tài liệu [1], ta có εσ = 0,88; ετ = 0,81

Kσ , Kτ trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục, đối với trục có rãnh then và gia công bằng dao phay ngón Theo bảng 10.12 [I], ta có Kσ =1,76, Kτ = 1,54. Thay các giá trị trên vào (10.25) và (10.26), ta được:

1,6 =1,23 Thay các kết quả trên vào công thức (10.20) và (10.21), ta tính được: sB = 1,29.15,26 216,6 +0.0,05 = 11 sB = 1,23.6,39+ 151,73 0.6,39 = 19 Theo công thức 10.19-tài liệu 1 ta tính được:

Vậy trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi.

TÍNH TOÁN CHỌN THEN

Tính chọn then cho trục

1 Then lắp trên bánh đai

- Đường kính trục lắp bánh đai: d mm

Theo bảng 9.1a [I], ta chọn then bằng có kích thước:

Kích thước tiết diện then Trên trục t1 Bán kính góc lượn b h

Theo điều kiện bền dập:

+ [ σ d ] - ứng suất dập cho phép Tra bảng 9.5 [I]

Vậy then đảm bảo sức bền dập

Theo điều kiện bền cắt: τ c = 2T dl t b ≤ [ τ c ]

+ [ τ c ] - ứng suất cắt cho phép.

Then làm bằng thép 45 và chịu tải trọng tĩnh , [ τ c ] ` … 90 MPa

Vậy then đảm bảo bền cắt.

2 Then lắp trên bánh răng.

- Đường kính trục lắp bánh răng: d= 30 mm

Theo bảng 9.1a[I], ta chọn then bằng có kích thước:

Kích thước tiết diện then Trên trục t1 Bán kính góc lượn b h

Theo điều kiện bền dập: σ d = 2T d l t (h−t 1 ) ≤ [ σ d ]

+ lt – chiều dài then. l t =(0,8 … 0,9) l m13 =(0,8 … 0,9).24 =(19,2 … 21,6) mm

+ [ σ d ] - ứng suất dập cho phép Tra bảng 9.5 [I] chọn: [ σ d ] 0 MPa

Vậy then đảm bảo bền dập.

Theo điều kiện bền cắt: τ c = 2T dl t b ≤ [ τ c ]

+ [ τ c ] - ứng suất cắt cho phép.

Then làm bằng thép 45 và chịu tải trọng tĩnh

Vậy then đảm bảo bền cắt.

Tính chọn then trục

1 Then lắp trên bánh răng

- Đường kính trục lắp bánh răng: dE mm

Theo bảng 9.1a [I], ta chọn then bằng có kích thước:

Kích thước tiết diện then Trên trục t1 Bán kính góc lượn b h

Theo điều kiện bền dập: σ d = 2T d l t (h−t 1 ) ≤ [ σ d ]

+ lt – chiều dài then. l t =(0,8 … 0,9) l m23 =(0,8 … 0,9).36=(28,8 … 32,4) mm

+ [ σ ] - ứng suất dập cho phép Tra bảng 9.5[I] chọn: [ σ d ] 0 MPa

Vậy then đảm bảo sức bền dập

Theo điều kiện bền cắt: τ c = 2T dl t b ≤ [ τ c ]

+ [ τ c ] - ứng suất cắt cho phép.

Then làm bằng thép 45 và chịu tải trọng tĩnh , chọn [ τ c ] ` MPa

Vậy then đảm bảo bền cắt.

2 Then lắp trên bánh xích.

- Đường kính trục lắp bánh xích: d = 38 mm

Theo bảng 9.1a – TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn then bằng có kích thước:

Kích thước tiết diện then Trên trục t1 Bán kính góc lượn b h

Theo điều kiện bền dập: σ d = 2T d l t (h−t 1 ) ≤ [ σ d ] Trong đó:

+ lt – chiều dài then. l t =(0,8 … 0,9) l m23 =(0,8 … 0,9).36=(28,8 … 32,4) mm

+ [ σ d ] - ứng suất dập cho phép Tra bảng 9.5 [I] chọn: [ σ d ] 0 MPa

Vậy then đảm bảo bền dập.

Theo điều kiện bền cắt: τ c = 2T dl t b ≤ [ τ c ]

+ [ τ c ] - ứng suất cắt cho phép.

Then làm bằng thép 45 và chịu tải trọng tĩnh, chọn [ τ c ] ` MPa

Vậy then đảm bảo bền cắt.

TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN

Chọn loại ổ cho trục

Các lực tác dụng lên ổ

Tổng phân lực tác dụng lên ổ:

Tổng phân lực tác dụng lên ổ:

Vì có tải trọng dọc trục nên xét tỷ số:

Căn cứ vào tài liệu trang 212 với d = 25 và lực tác dụng chọn ổ đũa côn cỡ trung

Ký hiệu d mm D mm D1 mm d1 mm B mm C1 mm T mm r mm r1 mm ∝ C

1 Kiểm nghiệm khả nẳng tải động của ổ.

+ Tổng lực dọc trục FaB tác dụng vào ổ B

+ Tổng lực dọc trục FaD tác dụng vào ổ D

- Xét vòng trong quay nên V = 1

1 499,6 =0,30 QB chỉ cần tính cho ổ 2 là ổ chịu lực lớn hơn QD = 1721 N

10 6 = 970,67 (triệu vòng) => C d 14,32 10/3 √ 970,67 = 11,92 kN < C = 29,6 kN Ổ đảm bảo khả năng tải động.

2 Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh.

Q t – tải trọng tĩnh quy ước.

Xo = 0,5và Yo = 0,22.cotα = 0,22.cot13,5° = 0,92

Q t = 0,5 499,6+ 0,92 152,26 = 0,389 kN < C o = 20,9 kN Ổ đảm bảo khả năng tải tĩnh.

Chọn loại ổ lăn cho trục

Các lực tác dụng lên ổ:

Tổng phân lực tác dụng lên ổ:

Tổng phân lực tác dụng lên ổ:

Vì có tải trọng dọc trục nên xét tỷ số:

F rA = 556,896 2866,2 = 0,19 < 0,3 Căn cứ vào d = 40 mm và lực tác dụng chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung

Ký hiệu ổ d mm D mm B mm r mm mm ∅ bi C kN C0 kN

1 Kiểm nghiệm khả nẳng tải động của ổ.

Có i F C a 2 o (với i là số dãy con lăn i =1) i F a 1

- Xét vòng trong quay nên V = 1

1.2866,2 =0,19 QA chỉ cần tính cho ổ C là ổ chịu lực lớn hơn

Cd = Q m √ L = 2510.4.√ 3 242,69,65 kN < C = 31,9 kN Ổ đảm bảo khả năng tải động.

2 Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh.

Q t – tải trọng tĩnh quy ước.

→Q t = 0,6 3090.3 + 0,5 556,896 = 2,13 kN < C o = 21,7 kN Ổ đảm bảo khả năng tải tĩnh

TÍNH TOÁN VÀ CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC