THIẾT kế TRẠM dẫn ĐỘNG BĂNG tải

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

Tính chọn động cơ điện

 Hiệu suất chung của hệ thống truyền động trên:

 ch =  kn  tv  br  ol 3  x

Bảng 2.3 Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ (sách Thiết kế dẫn động cơ khí – tập 1/Trang 19)

Tên gọi Hiệu suất  của bộ truyền hoặc ổ Được che kín Để hở

Bộ truyền bánh răng trụ 0,96 – 0,98 0,93 – 0,95

Bộ truyền bánh răng côn 0,95 – 0,97 0,92 – 0,94

Bộ truyền bánh ma sát 0,90 – 0,96 0,70 – 0,88

 Hiệu suất khớp nối:  kn = 1

 Hiệu suất trục vít:  tv = 0,81

 Hiệu suất bánh răng:  br = 0,97

  ch =  kn  tv  br  ol 3  x = 1.0,81.0,97.0,99 3 0,93 = 0,71

Với các hệ thống dẫn động băng tải, việc xác định lực kéo và vận tốc băng tải là rất quan trọng, từ đó công suất làm việc có thể được tính toán theo công thức cụ thể.

 Do tải trọng của bộ truyền thay đổi nên ta phải tính tải trọng tương đương.

 Do thời gian mở máy chỉ 3s so với thời gian làm việc còn lại nên ta có thể bỏ qua momen đó.

 Công suất cần thiết tính trên trục động cơ:

 Ta có P ct nên ta cần chọn động cơ có công suất thỏa điều kiện:

 Số vòng quay trên trục công tác được tính theo công thức: n lv = 60000.v π.D = 60000.0,5 π.360 = 26.54 (vòng/phút)

 Tỉ số truyền chung: u c = u n u t = u kn u x u h

Hệ truyển động cơ khí có khớp nối và hộp giảm tốc trục vít – bánh răng theo bảng 2.4 ta sơ bộ chọn : u h = 50 (vòng/phút) u x = 2,2 (vòng/phút) u kn = 1 (vòng/phút)

 Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n sb = n lv u c = 26,54.110= 2919,4 (vòng/phút)

 Chọn động cơ: Điều kiện chọn động cơ phải thoả mãn:

{ P n đc đc ≥ P ≃ n ct = 3,2 (kW) sb = 2919,4 (vòng/phút) Đồng thời có momen mở máy thỏa mãn điều kiện:

Để đáp ứng các điều kiện kinh tế, có nhiều loại động cơ phù hợp, trong đó động cơ 4A100S4Y3 được lựa chọn dựa trên các thông số kỹ thuật đã cung cấp Tham khảo bảng 1.3 trong sách "Thiết kế dẫn động cơ khí – tập 1" (Trang 236) để biết thêm chi tiết về kiểu động cơ và công suất của nó.

(vòng/phút) cos φ η% T T max dn

Phân phối tỉ số truyền

 Tính lại tỉ số truyền chung: u c = n n đc lv = 26,54 2880 = 108,51

 Chọn tỉ số truyền của hộp: u h = 50

=> Tỉ số truyền của xích: u x = u u c h = 108,51 50 = 2,17

 Ta lại có: u h = u tv u br

Dựa vào đồ thi 3.24 ta giải công thức √ 3 tg 2 γ u u h 2 (1+ u u h 1 )

1 tgγ +1 =C 1 θ γ 1 bằng phương pháp xắp xỉ dần, sẽ xác định được u 1 = u tv

=> Tỉ số truyền của bánh răng: u br = u u h tv = 50 18 = 2,8

Tỉ số truyền của xích: u x = 2,17

Tỉ số truyền của cấp nhanh (trục vít): u tv = 18

Tỉ số truyền của cấp chậm (bánh răng): u br = 2,8

 Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền: u t = u x u br u tv = 2,17.2,8.18 = 109,37

=> Thỏa mãn điều kiện về sai số cho phép.

Tính toán các thông số trên các trục

 Công suất trên các trục:

 Số vòng quay các trục: n 1 = n đc = 2880 (vòng/phút) n 2 = u n 1 tv = 2880 18 = 160 (vòng/phút) n 3 = u n 2 br = 160 2,8 = 57,6 (vòng/phút) n tg = n u 3 x = 57,15 2,17 = 26,18 (vòng/phút)

 Bảng đặc tính kĩ thuật hệ thống truyền động:

Thông số Trục động cơ Trục I Trục II Trục III Trục công tác

Tỉ số truyền u u kn = 1 u tv = 18 u br = 2,8 u x = 2,17

THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

Thiết kế các bộ truyền ngoài

Các thông số ban đầu:

P=3,12 (kW) u x =2.17 n 3 W,6 (v/ph) a) Chọn loại xích:

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, truyền động giữa các trục xa nhau nên dùng

“Xích con lăn”. b) Xác định các thông số của xích và bộ truyền:

 Theo bảng 5.4 (trang 80, tập 1), với u x = 2,17:

Chọn số răng dĩa nhỏ z 1 = 25

Do đó số răng dĩa lớn z 2 = 2,17.25 = 54,25 < z max = 120

Ta có z = 2 và z max = 0, được xác định từ điều kiện hạn chế tăng bước xích do bản lề bị mòn sau một thời gian sử dụng, đặc biệt là trong trường hợp của xích con lăn.

 Theo công thức 5.3 (trang 81, tập 1):

P = P 3 = 3,12 (kW) – công suất cần truyền k z = z z 01

Hệ số số vòng quay được tính toán với các giá trị như sau: 3 = 57,6 và 50 = 0,868, với n01 = 50 v/ph Theo bảng 5.6, hệ số k0 = 1 phản ánh ảnh hưởng của vị trí bộ truyền khi đường nối hai tâm của đĩa xích nghiêng dưới 60 độ so với phương nằm ngang Hệ số ka = 1 tính đến khoảng cách trục và chiều dài xích, chọn a = 40p Hệ số kdc = 1 điều chỉnh lực căng xích, kbt = 1,3 phản ánh ảnh hưởng của bôi trơn trong môi trường làm việc có bụi Hệ số kđ = 1,2 đại diện cho tải trọng động do va đập Cuối cùng, hệ số kc = 1,25 thể hiện chế độ làm việc của bộ truyền trong điều kiện làm việc 2 ca Tổng hợp lại, k = k0 ka kdc kbt kđ kc = 1.1.1.1,3.1,2.1,25 = 1,95.

 Theo bảng 5.5 (trang 81, tập 1), với n 01 = 50 (vòng/phút), chọn bộ truyền xích có bước xích là p = 25,4 (mm), thỏa mãn điều kiện bền mòn:

 Theo công thức 5.12 (trang 85, tập 1), số mắt xích: x = 2a/p + (z 1 + z 2 )/2 + (z 2 – z 1 ) 2 p/(4𝜋 2 a) = 2.1016/25,4 + (25 + 55)/2 + (55 – 25) 2 25,4/(4𝜋 2 1016) = 120,57

 Lấy số mắt xích chẵn x = 122, tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 (trang 85, tập 1): a * = 0,25p { x c - 0,5 ( z 2 + z 1 ) + √ [ x c - 0,5 ( z 2 + z 1 ) ] 2 - 2 [ (z 2 - z 1 )/π ] 2 }

 Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng:

 Theo công thức 5.14 (trang 85, tập 1), số lần va đập của xích: i = z 1 n 3 /(15x) = 25.57,6/(15.122) = 0,78 ≤ [i] = 30 (bảng 5.9, tập 1) c) Tính kiểm nghiệm xích về độ bền:

 Theo công thức 5.15 (trang 85, tập 1): s = Q/(k đ F t + F 0 + F v ) ≥ [s]

Theo bảng 5.2 (trang 78, tập 1), tải trọng phá hỏng Q = 56700 (N), khối lượng 1 mét xích q = 2,6 (kg); k đ = 1,2 (tải trọng va đập) – hệ số tải trọng động; v = z 1 t.n 3 /60000 = 25.25,4.57,6/60000 = 0,6096 (m/s);

F v = q.v 2 = 2,6.0,6096 2 = 0,966 (N) – lực căng do lực ly tâm sinh ra;

- Trong đó: k f = 4 – bộ truyền nghiêng 1 góc < 40 o a=1,015 m :khoảng cách trục

Kết luận: bộ truyền xích đảm bảo độ bền. d) Đường kính đĩa xích:

 Theo công thức 5.17 (trang 86, tập 1) và bảng 13.4: d 1 = p/sin(𝜋/z 1 ) = 25,4/sin(𝜋/25) = 202,76 (mm) d 2 = p/sin(𝜋/z 2 ) = 25,4/sin(𝜋/55) = 455,14 (mm)

 Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích dẫn vad đĩa xích bị dẫn: d a1 = p[0,5 + cotg(π/z 1 )] = 25,4.[0,5 + cotg(π/25)] = 213,76 (mm) d a2 = p[0,5 + cotg(π/z 2 )] = 25,4.[0,5 + cotg(π/55)] = 457,12 (mm)

 Đường kính vòng đáy của đĩa xích dẫn và đĩa xích bị dẫn: d f1 = d 1 – 2r = 202,76 – 2.8,03 = 186,7 (mm) d f2 = d 2 – 2r = 457,12 – 2.8,03 = 441,06 (mm) với: r = 0,5025d l + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03 (mm) và d l = 15,88 (bảng 5.2 – trang 78, tập 1)

Các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4

 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức 5.18 (tr.87, tập 1): σ H 1 = 0,47 √ k r ( F t K đ + F vđ ) E/ ( A k d ) ≤ [ σ H ]

[ σ H ] – ứng suất tiếp xúc cho phép, Mpa, bảng 5.11 (trang 86, tập 1);

F t = 5118,11 (N) – Lực vòng; k d = 1 (xích 1 dãy) – hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy;

K đ = 1,2 – hệ số tải trọng động; k r = 0,42 – hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, với z 1 %;

A = 180 (mm 2 ) – diện tích chiếu của bản lề, bảng 5.12 (trang 87, tập 1); + Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc răng dĩa 1:

Để tính toán ứng suất tiếp xúc cho phép, ta có công thức σ H 1 = 0,47 √ 0,42 (5118,11 1,2 + 1,227) 2,1 10^5 / (180.1), kết quả là 815,42 (MPa) Với việc sử dụng Thép 45 tôi và đạt độ rắn HRC50, ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H] có thể đạt 900 (MPa), đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng dĩa 1.

+ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc răng dĩa 2:

Sử dụng Thép 45 tôi và ram với độ rắn HRC50 cho phép đạt được ứng suất tiếp xúc [σH] = 900 (MPa), đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng dĩa 2 Đồng thời, cần xác định lực tác dụng lên trục để đảm bảo hiệu suất hoạt động của hệ thống.

 Theo công thức 5.20 (trang 88, tập 1):

F r = k x F t = 1,15.5118,11 = 5885,82 (N) Trong đó: k x = 1,15 (đối với bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn 40 o ) – hệ số kể đến trọng lượng xích;

Bảng thông số và kích thước của bộ truyền xích:

Số răng đĩa chủ động 25

Số răng đĩa bị động 55

Số mắt của dãy xích 122 Đường kính vòng chia của đĩa xích:

 Bị động d 1 = 213,76 mm d 2 = 455,14 mm Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích:

 Bị động: d a1 = 213,76 mm d a2 = 457,12 mm Đường kính vòng đáy của đĩa xích:

Thiết kế bộ truyền cấp nhanh (trục vít – bánh vít)

Ta có chế độ làm việc: mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 4 giờ, mỗi năm làm việc 280 ngày; tải trọng va đập.

Thời hạn phục vụ là 5 năm.

=> Tổng thời gian sử dụng: 2.4.280.5 = 11200 (giờ) a) Chọn vật liệu:

 Tính sơ bộ vận tốc trượt theo công thức (7.1): v sb = 4,5.10 -5 n 1 √ 3 T 2 = 4,5.10 -5 2880 √ 3 13396,52 = 3,07 (m/s)

Để chế tạo bánh vít cho vận tốc v sb < 5 (m/s), sử dụng đồng thanh không thiếc, cụ thể là hợp kim nhôm - sắt - niken БpA ЖH 10-4-4 Vật liệu cho trục vít được chọn là thép 45 với bề mặt đạt độ rắn HRC 50 Cần xác định ứng suất cho phép cho các thành phần này.

 Theo bảng 7.1 (trang 146, tập 1), với bánh vít bằng БpA ЖH 10-4-4 đúc li tâm:

 Ứng suất tiếp xúc cho phép [𝜎 H ]:

 Theo bảng 7.2 (trang 148, tập 1), với v sb = 3,07 (m/s) và cặp trục vít – bánh vít là thép tôi - ƂpA ЖH 10-4-4, ứng suất tiếp xúc cho phép:

 Ứng suất uốn cho phép [𝜎 F ]:

 Đối với bánh vít bằng đồng thanh, ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức (7.6):

[𝜎 FO ] - ứng suất uốn cho phép ứng với 10 6 chu kì, với bộ truyền quay 1 chiều.

K FL = √ 9 10 6 / N FE = √ 9 10 6 / 107,73.10 6 = 0,59 – hệ số tuổi thọ

 Ứng suất cho phép khi quá tải:

 Theo công thức (7.14), với bánh vít bằng đồng thanh không thiếc:

[𝜎 H ] max = 2𝜎 ch = 2.200 = 400 (MPa) [𝜎 F ] max = 0,8𝜎 ch = 0,8.200 = 160 (MPa) c) Tính toán truyền động trục vít về độ bền:

 Các thông số cơ bản của bộ truyền:

Khoảng cách trục a w được xác định với K H = 1,3 và u = 18, dẫn đến z 1 = 2, từ đó z 2 = uz 1 = 36 Giá trị z 2 lớn hơn z min là 26 ~ 28, giúp tránh cắt chân răng, đồng thời z 2 cũng nhỏ hơn 80 để ngăn chặn biến dạng lớn của trục vít và kích thước quá lớn.

Tính sơ bộ q theo công thức thực nghiệm q = 0,3z 2 = 0,3.36 = 10,8 Theo bảng 7.3 chọn q = 11,2

T 2 = 193387,50 (Nmm) Theo công thức (7.16), khoảng cách trục: a w = (z 2 + q) √ 3 ( 170 z 2 [ σ H ] ) 2 T q 2 K H

 Tính môđun dọc của trục vít: m = 2a w /(z 2 + q) = 2.105/(36 + 11,2) = 4,45 Theo bảng 7.3 chọn môđun tiêu chuẩn m = 5

 Lấy a w = 120 (mm), tính hệ số dịch chỉnh theo công thức (7.18): x = (a w /m) – 0,5(z 2 + q) = (120/5) – 0,5(36 + 11,2) = 0,4

Do - 0,7 ≤ x ≤ 0,7 nên thỏa mãn điều kiện về tránh cắt chân răng và nhọn răng bánh vít trong thực tế.

 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

 Gọi kt = T 2m /T 2max , từ công thức (7.25) với n 2i = n 2 ta có: kt = ∑ T T 2i 2max t ∑ i t i = 1 4 8 + 0,5 4 8 = 0,75

Do đó: K H𝛽 = 1 + (z 2 /𝜃) 3 (1 – kt) = 1 + (36/102) 3 (1 – 0,75) = 1,01 Với z 1 = 2; q = 11,2 => 𝜃 = 102 (bảng 7.5 – trang 153, tập 1) Theo công thức (7.20), vận tốc trượt: v s = 𝜋d w1 n 1 /(60000.cos𝛾 w ) Trong đó:

𝛾 w = arctg[z 1 /(q + 2x)] = arctg[2/(11,2 + 2.0,4)] = 9,46 o Theo công thức (7.21a): d w1 = (q + 2x)m = (11,2+ 2.0,4).5 = 60 (mm)

=> v s = 𝜋.60.2880/(60000.cos9,46) = 9,16 (m/s) Với v s = 9,16 (m/s), theo bảng 7.6 chọn cấp chính xác 7.

Với cấp chính xác 7 và v s = 9,16 (m/s), theo bảng 7.7, tra được K Hv = 1,136

 Theo công thức (7.23), hệ số tải trọng:

 Theo công thức (7.19), ứng suất tiếp xúc:

=> Thỏa mãn điều kiện độ bền tiếp xúc cho phép.

 Kiểm nghiệm độ bền uốn:

 Chiều rộng bánh vít (bảng 7.9): Khi z 1 = 2; b 2 ≤ 0,75d a1 d a1 = m(q + 2) = 5.(11,2 + 2) = 66 (mm)

Do đó: b 2 ≤ 0,75d a1 = 0,75.66 = 49,5 (mm) Lấy b 2 = 50 (mm)

 Theo công thức 7.26 (trang 154, tập 1), ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít:

Do 𝜎 F = 11,19(MPa) < [𝜎 F ] = 97,94 (MPa) nên điều kiện bền uốn thỏa mãn.

Các thông số cơ bản của bộ truyền trục vít – bánh vít:

Số ren trục vít và số răng bánh vít z 1 = 2; z 2 = 36

Hệ số dịch chỉnh bánh vít x = 0,4

Chiều dài phần cắt ren của trục vít b 1 = 45,2 mm

Chiều rộng bánh vít b2 là 49,5 mm, với đường kính ngoài bánh vít daM2 đạt 194 mm Đường kính vòng chia được xác định với d1 = 32 mm và d2 = 180 mm Đường kính đỉnh được tính bằng d a1 = 66 mm và d a2 = 77,6 mm, dựa trên các công thức m(q + 2) và m(z2 + 2 + 2x) Đường kính đáy có d f1 = 44 mm và d f2 = 172 mm, với d f1 tính theo công thức m(q – 2,4) và d f2 = m(z2 – 2,4 + 2x) Cuối cùng, cần tính toán nhiệt truyền động cho trục vít.

Trong trường hợp không thực hiện làm nguội nhân tạo, nhiệt độ của dầu trong hộp giảm tốc phải đáp ứng điều kiện t d = t o + 1000(1 - η)P 1 /[K t A(1 + ψ)𝛽] ≤ [t d] Ở đây, t o là 20 o C, tức là nhiệt độ môi trường xung quanh, và η là hiệu suất truyền, được tính theo công thức η = 0,95tg(𝛾 w )/tg(𝛾 w + 𝜑) Với giá trị cụ thể, η được tính là 0,802.

P 1 = 4,04(kW) – công suất trên trục vít;

A – diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc:

A = A 1 + A 2 = 20a w 2 + 0,2.20a w 2 = 1,2.20a w 2 = 1,2.20.0,12 2 = 0,864 (m 2 ); ψ = 0,3 – hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy;

Hệ số 𝛽 phản ánh sự giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian, do làm việc ngắt quãng hoặc do tải trọng làm việc giảm so với tải trọng danh nghĩa P1.

[t d ] = 90 o C– nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu (trục vít đặt dưới bánh vít);

=> Nhiệt độ của dầu trong hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện.

 Theo công thức (7.32), diện tích tỏa nhiệt cần thiết của vỏ hộp cần được thiết kế:

Thiết kế bộ truyền cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng)

Trục II n 2 = 160 (v/p) u br = 2,8 P 2 = 3,24 (kW) T 2 = 193387,50 (Nmm)

Ta có chế độ làm việc: mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 4 giờ, mỗi năm làm việc 280 ngày; tải trọng va đập.

Thời hạn phục vụ là 5 năm.

=> Tổng thời gian sử dụng: 2.4.280.5 = 11200 (giờ) a) Chọn vật liệu:

 Do không yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau.

Cụ thể, theo bảng 6.1 chọn:

+) Thép 45 tôi cải thiện +) Đạt độ rắn HB 241…285 +) Giới hạn bền 𝜎 b1 = 850 (MPa) +) Giới hạn chảy 𝜎 ch1 = 580 (MPa)

+) Thép 45 tôi cải thiện +) Đạt độ rắn HB 192…240 +) Giới hạn bền 𝜎 b2 = 750 (MPa) +) Giới hạn chảy 𝜎 ch2 = 450 (MPa) b) Xác định ứng suất cho phép:

 Theo bảng 6.2 (trang 94, tập 1) với thép 45, tôi cải thiện đạt tới độ rắn HB 180…350 σ Hlim o = 2HB + 70 (MPa); S H = 1,1; σ Flim o = 1,8HB (MPa); S F = 1,75

 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB 1 = 250; độ rắn bánh lớn HB 2 = 220, khi đó: σ Hlim1 o = 2HB 1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (MPa); σ Flim1 o = 1,8HB 1 = 1,8.250 = 450 (MPa); σ Hlim2 o = 2HB 2 + 70 = 2.220 + 70 = 510 (MPa); σ Flim2 o = 1,8HB 2 = 1,8.220 = 396 (MPa);

 Theo công thức 6.1 và 6.2 (trang 91, tập 1), ứng suất tiếp xúc cho phép [𝜎 H ] và ứng suất uốn cho phép [𝜎 F ] được xác định như sau:

Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy Z R Z V K xH = 1 và Y R Y S K xF = 1, do đó các công thức 6.1 và 6.2 trở thành:

 Theo công thức 6.5 (trang 93, tập 1), số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: N HO = 30 H HB 2,4

 Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:

 Theo công thức 6.7 (trang 93, tập 1), số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc:

 Theo công thức 6.8 (trang 93, tập 1), số chu kỳ thay đổi ứng suất uốn:

 Theo công thức 6.1a, ứng suất tiếp xúc cho phép xác định được:

[𝜎 H ] 1 = 570.1/1,1 = 518,18 (MPa) [𝜎 H ] 2 = 510.1/1,1 = 463,64 (MPa) Với bộ truyền động bánh răng trụ răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong hai giá trị của [𝜎 H ] 1 và [𝜎 H ] 2 :

 Theo công thức 6.1b, ứng suất uốn cho phép với bộ truyền quay 1 chiều K FC

 Theo công thức 6.13 và 6.14, ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[𝜎 H ] max = 2,8𝜎 ch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa) [𝜎 F1 ] max = 0,8𝜎 ch1 = 0,8.580 = 464 (MPa) [𝜎 F2 ] max = 0,8𝜎 ch2 = 0,8.450 = 360 (MPa) c) Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng):

 Xác định sơ bộ khoảng cách trục, theo công thức 6.15a: a w = K a (u ± 1) √ 3 T [ σ 1 H K ] 2 Hβ u ψ ba

K a = 49,5 – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (thẳng, thép - thép) – bảng 6.5; u = 2,8 – tỉ số truyền;

Momen xoắn trên trục bánh chủ động được tính là T1 = 75657,55 (Nmm) Hệ số ψ ba có giá trị 0,3, dựa trên bảng 6.6 với điều kiện vị trí đối xứng và H1, H2 ≤ HB 350 Hệ số ψ bd được xác định theo công thức ψ bd = 0,53ψ ba (u ± 1), trong đó sử dụng dấu + cho trường hợp bánh răng ăn khớp ngoài, như đã chỉ ra trong các công thức (6.15) và (6.16).

K H𝛽 = 1,03 – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc (theo bảng 6.7)

 Xác định các thông số ăn khớp:

 Theo công thức 6.17, môđun được xác định như sau: m = (0,01 ÷ 0,02)a w = (0,01 ÷ 0,02).194 = 1,94 ÷ 3,88 (mm) Theo bảng 6.8, chọn môđun m = 3 (mm)

 Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

Ta có góc nghiêng 𝛽 = 0 o , từ công thức 6.18 xác định được số răng bánh nhỏ: z 1 = 2a w /[m(u + 1)] = 2.194/[3.(2,8 +1)] = 34

 Số răng bánh lớn: z 2 = uz 1 = 2,8.34 = 95,2

 Từ đó, khoảng cách trục: a w = mz t /2 = 3.130/2 = 195 (mm)

 Xác định hệ số dịch chỉnh: vì z 1 > 30 nên không dùng dịch chỉnh.

 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

 Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau

Z M = 274 (MPa) – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (tra bảng 6.5).

Theo công thức 6.35, góc nghiêng của răng trên trục cơ sở: tg𝛽 b = cos𝛼 t tg𝛽

Z H – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.

𝛽 b - góc nghiêng của răng trên trục cơ sở tg𝛽 b = cos𝛼 t tg𝛽

Do 𝛽 = 0 o (bánh răng trụ răng thẳng) nên ta xác định Z H thông qua bảng 6.12 với (x 1 + x 2 )/(z 1 + z 2 ) = (0 + 0)/(34 + 96) = 0

=> Z H = 1,76 Theo công thức 6.37, hệ số trùng khớp dọc được xác định như sau:

Z 𝜀 – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được xác định như sau:

K H – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

K H𝛽 = 1,03 - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.

K H𝛼 = 1 – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp (với bánh răng thẳng).

Hệ số K Hv là yếu tố quan trọng để tính toán tải trọng động trong vùng ăn khớp Đường kính vòng lăn bánh nhỏ được tính theo công thức d w1 = 2a w/ (u + 1), cho kết quả là 102,63 mm Vận tốc vòng được xác định bằng công thức v = 𝜋d w1 n 1 /60000, cho giá trị 0,85 m/s Với vận tốc này, theo bảng 6.13, cần sử dụng cấp chính xác 9, và theo bảng 6.16, g o s.

Theo 6.39 K H =K Hβ K Hα K HV =1,03.1 1,08=1,11 b w = ψ ba a w = 0,3.195 = 58,5 (mm) – chiều rộng vành răng;

T 1 = 193387,50 (Nmm) – momen xoắn trên trụ bánh chủ động; u = 2,8 – tỉ số truyền;

 Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo công thức (6.1) với v = 0,85 (m/s) < 5 (m/s), Z v = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám

R a = 2,5…1,25 𝜇m, do đó Z R = 0,95; với d a < 700 mm, K xH = 1, do đó theo (6.1) và (6.1a):

 Vậy bộ truyền bánh răng thỏa mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc.

 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:

T 1 = 193387,50 (Nmm) – momen xoắn trên trụ bánh chủ động; m = 3 – môđun pháp; b w = 58,5 (mm) – chiều rộng vành răng; d w1 = 102,63 (mm) – đường kính vòng lăn bánh chủ động;

Y 𝜀 = 1/𝜀 𝛼 = 1/1,75 = 0,57 – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với

𝜀 𝛼 là hệ số trùng khớp ngang;

Y 𝛽 = 1 – 𝛽 o /140 – hệ số kể đến độ nghiêng của răng;

Y F1 , Y F2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương (z v1 = z 1 /cos 3 𝛽 = 34/cos 3 0 = 34 và z v2 = z 2 /cos 3 𝛽 = 96/cos 3 0 = 96) và hệ số dịch chỉnh;

K F – hệ số tải trọng khi tính về uốn:

Với: K F𝛽 = 1,08 – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn (tra bảng 6.7);

K F𝛼 = 1 – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời khi tính về uốn (với bánh răng thẳng);

K Fv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn;

Trong đó: 𝛿 F = 0,016 và g o = 73 (tra bảng 6.15 và 6.16), v = 0,85(m/s);

 Vậy bộ truyền bánh răng thỏa mãn điều kiện về độ bền uốn.

 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

 Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại

𝜎 Hmax không được vượt quá một giá trị cho phép:

Để ngăn chặn tình trạng biến dạng dư hoặc hư hại tại mặt lượn chân răng, cần đảm bảo rằng ứng suất uốn cực đại 𝜎 Fmax tại vị trí này không vượt quá giá trị cho phép.

𝜎 F1max = 𝜎 F1 K qt = 57,65.2 = 115,3 (MPa) < [𝜎 F1 ] max = 464 (MPa)

𝜎 F2max = 𝜎 F2 K qt = 54,43.2 = 108,86 (MPa) < [𝜎 F2 ] max = 360 (MPa)

 Vậy bộ truyền bánh răng thỏa mãn điều kiện về quá tải.

Bảng thông số và kích thước của bộ truyền cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng):

Chiều rộng vành răng b w = 58,5 mm

Hệ số dịch chỉnh x 1 = 0; x 2 = 0 Đường kính vòng chia: d 1 = mz 1 /cos𝛽; d 2 = mz 2 /cos𝛽 d 1 = 102 mm ; d 2 = 288 mm Đường kính đỉnh răng: d a1 = d 1 + 2(1 + x 1 - ∆y)m d a2 = d 2 + 2(1 + x 2 - ∆y)m d a1 = 108 mm ; d a2 = 294 mm Đường kính đáy răng: d f1 = d 1 – (2,5 – 2x 1 )m d f2 = d 2 – (2,5 – 2x 2 )m d f1 = 94,5 mm ; d f2 = 280,5 mm

Kiểm tra sai số vận tốc

Tính tỷ số truyền thực tế:

Vậy sai số vận tốc đảm bảo điều kiện.

THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

Thiết kế trục

 Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có 𝜎 b = 600 (MPa), ứng suất xoắn cho phép [𝜏] = 15 … 30 (MPa). b) Xác định sơ bộ đường kính trục:

 Theo công thức 10.9, đường kính trục được xác định như sau: d ≥ √ 3 T/ ( 0,2 [ τ ] ) (mm)

[𝜏] - ứng suất xoắn cho phép, MPa;

 Đường kính sơ bộ trục 1 với [𝜏] = 15 (MPa): d 1 ≥ √ 3 13396,52 /(0,2.15) = 16,46 (mm) Chọn d 1 = 20 (mm).

 Đường kính sơ bộ trục 2 với [𝜏] = 20 (MPa): d 2 ≥ √ 3 193387.50/(0,2.15) = 40,1 (mm) Chọn d 2 = 45 (mm).

 Đường kính sơ bộ trục 3 với [𝜏] = 25 (MPa): d 3 ≥ √ 3 521364,83/(0,2.25) = 47,06 (mm) Chọn d 3 = 50 (mm).

 Đường kính sơ bộ trục 4 với [𝜏] = 30 (MPa): d 4 ≥ √ 3 1042774,40/(0,2.30) = 55,8 (mm)Chọn d 4 = 60 (mm). c) Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

 Từ đường kính d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b o theo bảng 10.2: d 1 = 20 (mm) => b o1 = 15 (mm) d 2 = 45 (mm) => b o2 = 25 (mm) d 3 = 50 (mm) => b o3 = 27 (mm) d 4 = 60 (mm) => b o4 = 31 (mm)

 Theo công thức 10.13, chiều dài mayơ nửa khớp nối: l m12 = (1,4…2,5)d 1

= (1,4…2,5).20 = (28…50) – (đối với nối trục vòng đàn hồi)

 Theo công thức 10.11, chiều dài mayơ bánh vít: l m22 = (1,2…1,8)d 2 = (1,2…1,8).45 = (54…81)

 Theo công thức 10.10, chiều dài mayơ bánh răng trụ: l m23 = (1,2…1,5)d 2 = (1,2…1,5).45 = (54…67,5)

 Theo công thức 10.10, chiều dài mayơ đĩa xích: l m33 = (1,2…1,5)d 3 = (1,2…1,5).50 = (60…75)

Theo bảng 10.3, các khoảng cách được xác định như sau: k1 = 10, là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc giữa các chi tiết quay; k2 = 10, là khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp; k3 = 15, là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ; và hn = 15, là chiều cao nắp ổ và đầu bulông.

 Khoảng cách côn xôn tính từ đĩa xích đến ổ đỡ là:

 l 33 = l 31 + l C33 = 200 + 78,5 = 278,5 (mm) d) Xác định trị số của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục:

 Bộ truyền trục vít bánh vít:

F r1 = F r2 = F cos( a1 cos γ ± φ φ ) tg𝛼.cos𝛾 Trong đó: d 2 = 180 (mm) – đường kính vòng chia bánh vít;

T 2 = 193387,50 (Nmm) – momen xoắn trên trục bánh vít;

𝛼 = 20 o – góc prôfin trong mặt cắt dọc của trục vít;

𝜑 = 1,7 o – góc ma sát, dùng dấu “+” do trục vít chủ động (theo bảng 7.4)

 Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

T 2 = 193387,50 (Nmm) – momen xoắn trên trục bánh chủ động; d w1 = 102,63 (mm) – đường kính vòng lăn bánh chủ động;

𝛼 tw – góc ăn khớp; cos𝛼 tw = z t m.cos𝛼/(2a w ) = 130.3.cos(20)/(2.195) = cos(20)

 Nối trục vòng đàn hồi:

Giả sử lắp ghép chính xác và không bị lệch tâm, ta có F r = 0, trong đó D 0 là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của trục vòng đàn hồi Với T = 13396,52 (Nmm), tra bảng 16.10 cho thấy D 0 = 50 mm Cần tính các phản lực ở các gối và biểu đồ lực, momen trên các trục.

∑Y = 0 F r1 – F Ay – F By = 0 => F Ay = F r1 – F By = 785,96 – 583,98 = 201,98 (N) +) Xét mặt (xOz):

Biểu đồ lực và momen tác dụng lên trục I:

∑Y = 0 F Cy + F r2 – F r3 + F Dy = 0 => F Cy = F r3 – F r2 – F Dy = 1371,67 – 785,96 – 493,15 = 92,56 (N) +) Xét mặt (xOz):

Biểu đồ lực và momen tác dụng lên trục II:

∑Y = 0 – F Gy – F r4 + F Hy – F 33 = 0 => F Gy = F Hy – F r4 – F 33 = 8069,9913 – 1371,67 – 5118,11 = 1580,2113 (N) +) Xét mặt (xOz):

Biểu đồ lực và momen tác dụng lên trục III: f) Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục:

Tính momen uốn tổng M j và momen tương đương M tđj tại các tiết diện j trên chiều dài các trục và xác định đường kính chính xác của trục:

Với thép 45 có 𝜎 b ≥ 600 (MPa), d sb1 = 20 (mm) thì [𝜎] = 63 (MPa)

 Tại tiết diện khớp nối:

M tđkn = √ M kn 2 + 0,75 T kn 2 = √ 0,75 T kn 2 = √ 0,75.13396,52 2 = 11601,72 (Nmm) d kn = √ 3 M 0,1 tđkn [ σ ] = √ 3 0,1.63 11601,72 = 12.25 (mm)

 Tại tiết diện ổ lăn (A) và (B):

 Tại tiết diện trục vít:

M tđtv = √ M tv 2 + 0,75 T tv 2 = √ 57275,016 2 + 0,75.13396,52 2 = 58438,236 (Nmm) d tv = √ 3 M 0,1 tđtv [ σ ] = √ 3 58438,236 0,1.63 = 21.01 (mm)

Với thép 45 có 𝜎 b ≥ 600 (MPa), d sb2 = 45 (mm) thì [𝜎] = 53,25 (MPa)

 Tại tiết diện ổ lăn (C) và (D):

 Tại tiết diện bánh vít:

M tđbv = √ M bv 2 + 0,75 T 2 bv = √ 93558,85 2 + 0,75.193387,5 2 #9275,096 (Nmm) d bv = √ 3 M 0,1 tđbv [ σ ] = √ 3 239275,096 0,1.53.25 = 35,55 (mm)

 Tại tiết diện bánh răng 1:

M tđbr1 = √ M br1 2 + 0,75 T br1 2 = √ 206217 2 + 0,75.193387,5 2 = 265658,606 (Nmm) d br1 = √ 3 M 0,1 tđbr1 [ σ ] = √ 3 265658,606 0,1.53,25 = 36,81 (mm)

Với thép 45 có 𝜎 b ≥ 600 (MPa), d sb3 = 50 (mm) thì [𝜎] = 50 (MPa)

 Tại tiết diện ổ lăn (G) và (H):

 Tại tiết diện bánh răng 2:

M tđbr2 = √ M br2 2 + 0,75 T br2 2 = √ 270738,1398 2 + 0,75.521364,83 2 = 526464,7233 (Nmm) d br2 = √ 3 M 0,1 tđbr2 [ σ ] = √ 3 526464,7233

 Tại tiết diện đĩa xích:

M tđđx = √ M đx 2 + 0,75 T đx 2 = √ 0,75 T đx 2 = √ 0,75.521364,83 2 = 451515,1874 (Nmm) d đx = √ 3 M 0,1 tđđx [ σ ] = √ 3 2620451515,1875

=> Ta chọn d đx = 52 (mm) g) Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

 Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: s j = s 𝜎j s 𝜏j / √ s σj 2 + s τj 2 ≥ [s]

Hệ số an toàn cho phép, thường nằm trong khoảng từ 1,5 đến 2,5, có thể tăng lên từ 2,5 đến 3 khi cần cải thiện độ cứng Hệ số an toàn riêng cho ứng suất pháp tại tiết diện j được ký hiệu là s 𝜎j, trong khi hệ số an toàn riêng cho ứng suất tiếp được ký hiệu là s 𝜏j Công thức tính s 𝜎j là σ K -1 σdj σ aj + ψ σ σ mj, và công thức tính s 𝜏j là τ K -1 τdj τ aj + ψ τ τ mj.

 -1 ,  -1 – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Có thể lấy gần đúng  -1 = 0,436 σ b = 0,436.600 = 261,6 (đối với thep cácbon) và  -1 = 0,58. -1 = 0,58.261,6 = 151,73;

 aj ,  aj ,  mj ,  mj – biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j:

 aj = σ 2 maxj – σ minj ;  mj = σ 2 maxj + σ minj Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó:

 mj = 0 ;  aj = 𝜎 maxj = M j /W j với M j = √ M yj 2 +M xj 2

Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó:

Mômen cản uốn và mômen cản xoắn tại tiết diện j của trục được xác định theo công thức 𝜏 mj = 𝜏 aj = 𝜏 max /2 = T j /(2W oj ), trong đó W j và W oj là các tham số liên quan Hệ số ψ 𝜎 và ψ 𝜏 ảnh hưởng đến độ bền mỏi, được tra cứu theo bảng 10.7, với giá trị ψ 𝜎 = 0,05 và ψ 𝜏 = 0.

K 𝜎dj và K 𝜏dj – hệ số, xác định theo các công thức (10.25) và (10.26):

K x = 1,06 (Tiện ra 2,5…0,63) – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, cho trong bảng 10.8;

K y = 1 (không dùng biện pháp tăng bền độ mặt) – hệ số tăng bền bề mặt trục;

  và   - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, trị số cho trong bảng 10.10;

K 𝜎 và K 𝜏 – hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất.

Tra bảng 10.12, trục có rãnh then khi cắt bằng dao phay ngón và 𝜎 b = 600 (MPa) có:

Trục I: Ở đây ta chỉ kiểm nghiệm tại tiết diện mặt cắt nguy hiểm là tiết diện trục vít (d tv = 30 mm):

Trong đó: (tra bảng 9.1a) b = 8 – chiều rộng then; t 1 = 4 – chiều sâu rãnh then;

=> 𝜏 m1 = 𝜏 a1 = 𝜏 max /2 = T tv /(2W o1 ) = 13396,52 /(2.2784,166) = 2,4 Với d tv = 30 mm, tra bảng 10.10, trị số của hệ số kích thước:

 Vậy trục I đảm bảo điều kiện bền mỏi.

 Trục II: Ở đây ta chỉ kiểm nghiệm tại tiết diện mặt cắt nguy hiểm là tiết diện bánh răng 1

W 2 = 32 π.d 3 br1 - d b t 1 (d br1 - t 1 ) 2 br1 ; W o2 = 16 π.d 3 br1 - d b.t 1 (d br1 - t 1 ) 2

Trong đó: (tra bảng 9.1a) br1 b = 16 – chiều rộng then; t 1 = 6 – chiều sâu rãnh then;

=> 𝜏 m2 = 𝜏 a2 = 𝜏 max /2 = T br1 /(2W o2 ) = 193387,5 /(26918,82) = 7,18 Với d tv = 52 mm, tra bảng 10.10, trị số của hệ số kích thước:

 Vậy trục II đảm bảo điều kiện bền mỏi.

 Trục III: Ở đây ta chỉ kiểm nghiệm tại tiết diện mặt cắt nguy hiểm là tiết diện ổ lăn (H) (d ol = 60 mm):

W 3 = 32 π.d ol 3 - d b.t 1 ( d ol - t 1 ) 2 ol ; W o3 = 16 π.d ol 3 - d b.t 1 ( d ol - t 1 ) 2

Trong đó: (tra bảng 9.1a) ol b = 18 – chiều rộng then; t 1 = 7 – chiều sâu rãnh then;

=> 𝜏 m3 = 𝜏 a3 = 𝜏 max /2 = T ol /(2W o3 ) = 521364,83 /(2.36491,1) = 7,14 Với d tv = 60 mm, tra bảng 10.10, trị số của hệ số kích thước:

Trục III cần đảm bảo điều kiện bền mỏi, trong đó việc kiểm nghiệm độ bền tĩnh của trục là rất quan trọng Điều này nhằm ngăn ngừa tình trạng biến dạng dẻo quá mức hoặc hư hỏng do quá tải đột ngột, ví dụ như khi khởi động máy Để thực hiện kiểm nghiệm này, cần áp dụng công thức kiểm nghiệm độ bền tĩnh phù hợp.

Công thức tính ứng suất cắt tối đa trong vật liệu trục được xác định bởi 𝜏 = T max /(0,2d 3 ) [𝜎] = 0,8𝜎 ch = 0,8.580 = 464 (MPa) Trong đó, M max và T max là momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm khi vật liệu chịu quá tải; 𝜎 ch là giới hạn chảy của vật liệu trục, có thể tra cứu trong bảng.

Tiết diện mặt cắt nguy hiểm lúc quá tải là tiết diện trục vít (d tv = 30 mm):

 Vậy trục I đảm bảo độ bền tĩnh.

Tiết diện mặt cắt nguy hiểm lúc quá tải là tiết diện bánh răng 1 (d br1 = 52 mm): => 𝜎 = M max /(0,1d br1 3 ) = 265658,606/(0,1.52 3 ) = 18,89

 Vậy trục II đảm bảo độ bền tĩnh.

Tiết diện mặt cắt nguy hiểm lúc quá tải là tiết diện ổ lăn (H) (d ol = 60 mm):

 Vậy trục III đảm bảo độ bền tĩnh.

Tính chọn ổ lăn

Hộp giảm tốc trục vít được sử dụng để truyền chuyển động và mômen xoắn giữa các trục chéo nhau Để chọn loại ổ lăn phù hợp với hộp giảm tốc, cần tuân thủ các tiêu chí nhất định.

 Trị số, chiều và đặc tính tác dụng của tải trọng;

 Tần số quay của vòng ổ;

 Tuổi thọ cần thiết tính bằng giờ hoặc triệu vòng quay;

 Các yêu cầu cụ thể liên quan đến kết cấu máy hoặc bộ phận máy và điều kiện sử dụng;

 Trục I: a) Chọn loại ổ lăn: Để dễ dàng hơn trong việc chọn loại ổ, ta chọn loại ổ lăn theo tỷ số giữa tải trọng hướng tâm F r và tải trọng dọc trục F a :

 Nên ta có thể dùng ổ đỡ - chặn: ổ bi đỡ - chặn và ổ đũa côn nhưng ở đây trục

Để tối ưu hóa hiệu suất làm việc với số vòng quay cao, việc giảm thiểu mất mát do ma sát và tiếng ồn là rất quan trọng Sử dụng ổ bi đỡ với góc tiếp xúc 𝛼 là 36 độ sẽ giúp cải thiện hiệu quả hoạt động, khi điều kiện F a1 /F r10 > được đảm bảo.

1) để ổ chịu được lực dọc trục lớn hơn nhưng điều đó cũng làm cho khả năng quay nhanh giảm Ngoài ra trục I chịu lực dọc trục lớn nên ổ đũa côn là phương án tốt nhất. b) Chọn cấp chính xác ổ lăn:

 Cấp chớnh xỏc của ổ lăn là 0, với độ đảo hướng tõm là 20 (àm), giỏ thành tương đối là 1. c) Chọn kích thước của ổ lăn:

Kích thước ổ lăn được xác định dựa trên hai yếu tố chính: khả năng tải động để ngăn ngừa trốc rỗ bề mặt làm việc và khả năng tải tĩnh để phòng tránh biến dạng dư.

Dựa vào đường kính ngõng trục d = 25 mm, chúng ta tra bảng P.2.11 và chọn loại ổ đũa côn cỡ trung rộng với ký hiệu 7305 Ổ này có các thông số hình học như sau: d mm, D mm, D1 mm, d1 mm, B mm, C1 mm, T mm, r mm, r1 mm, và 𝛼.

 Sơ đồ bố trí ổ lăn:

Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ: tiến hành cho ổ lăn 1 vì ổ này chịu tải lớn hơn c.1) Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải động:

 Khả năng tải động C d được tính theo công thức:

Q – tải trọng động quy ước, kN;

L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay; m = 10/3 (đối với ổ đũa) – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn;

 Xác định tải trọng động quy ước đối với ổ đũa côn:

F r và F a – tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN;

V = 1 (vòng trong quay) – hệ số kể đến vòng nào quay; k t = 1,2 – hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ; k đ = 1 – hệ số kể đến đặc tính tải trọng;

X – hệ số tải trọng hướng tâm;

Y – hệ số tải trọng dọc trục;

Tra bảng 11.4, đối với ổ đũa côn, ta có: e = 1,5.tg𝛼 = 1,5.tg11,33= 0,3

Để xác định lực dọc trục F_a trong ổ đũa côn, cần lưu ý rằng ngoài lực dọc trục bên ngoài, còn có lực dọc trục F_s phát sinh từ các lực hướng tâm F_r tác động lên ổ.

F s1 = 0,83eF r11 = 0,83.0,3.636,38 = 158,45 (N) = 0,15 (kN) Theo bảng 11.5, ta có:

=> Q 0 = (XVF r10 + YF a0 )k t k đ = (0,4.1.0,20534 + 1,99.0,051).1.1,2 = 0,22 (kN) => Q 1 = (XVF r11 + YF a1 )k t k đ = (0,4.1.0,6363 + 1,99.2,19).1.1,2 = 5,5 (kN)

 Theo công thức 11.13, tuổi thọ được xác định như sau:

 Vậy ổ lăn đảm bảo khả năng tải động. c.2) Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh:

 Để đảm bảo khả năng tải tĩnh ổ lăn được thiết kế phải thoả mãn:

Theo công thức 11.19 và 11.20, ta có:

Tra bảng 11.6, đối với ổ đũa côn một dãy, ta xác định được:

 Vậy ổ lăn đảm bảo khả năng tải tĩnh

Để chọn loại ổ lăn một cách dễ dàng, ta cần dựa vào tỷ số giữa tải trọng hướng tâm F r và tải trọng dọc trục F a.

Trục phải chịu lực hướng tâm và lực dọc trục từ một phía, vì vậy việc sử dụng ổ bi đỡ - chặn là hợp lý Khi bố trí hai ổ đối xứng, chúng ta có thể hạn chế di động dọc trục về cả hai phía So với ổ đũa côn, ổ bi đỡ - chặn có khả năng chịu tải trọng lớn hơn và độ cứng cao hơn, phù hợp cho trục II với hai chi tiết là bánh vít và bánh răng nhỏ Ngoài ra, việc tháo lắp cũng thuận tiện hơn và giá thành thấp hơn Mặc dù khả năng quay nhanh của ổ bi đỡ - chặn kém hơn, điều này không ảnh hưởng nhiều do tốc độ vòng quay của trục II thấp hơn so với trục I.

Kích thước của ổ lăn được xác định dựa trên hai chỉ tiêu chính: khả năng tải động, giúp ngăn ngừa tróc rỗ bề mặt làm việc, và khả năng tải tĩnh, nhằm phòng tránh biến dạng dư.

Dựa vào đường kính ngõng trục d = 45 mm, chúng ta tham khảo bảng P.2.12 để chọn loại ổ bi đỡ - chặn Loại ổ bi này có ký hiệu 46209, với thông số hình học 𝛼 = 26 độ, thích hợp cho ứng dụng nhẹ hẹp.

Kí hiệu ổ d mm D mm b = T mm r mm r 1 mm C kN C o

 Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ: tiến hành cho ổ lăn 1 vì ổ này chịu tải lớn hơn. c.1) Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải động:

L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay; m = 3 (đối với ổ bi) – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn;

F r và F a – tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN;

V = 1 (vòng trong quay) – hệ số kể đến vòng nào quay; k t = 1 – hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ; k đ = 1,2 – hệ số kể đến đặc tính tải trọng;

X – hệ số tải trọng hướng tâm;

Y – hệ số tải trọng dọc trục;

Tra bảng 11.4, đối với ổ bi đỡ - chặn, ta có: e = 0,68

Để xác định lực dọc trục F a trong ổ đỡ - chặn, ngoài lực dọc trục bên ngoài, còn có lực dọc trục F s phát sinh do các lực hướng tâm F r tác động lên ổ.

F s1 = eF r21 = 0,68.3299,47 = 2243,6 (N) = 2,24 (kN) Theo bảng 11.5, ta có:

Tra bảng 11.6, đối với ổ bi đỡ - chặn một dãy với 𝛼 = 26 o , ta xác định được:

 Vậy ổ lăn đảm bảo khả năng tải tĩnh.

Để lựa chọn loại ổ lăn một cách dễ dàng, chúng ta cần xem xét tỷ số giữa tải trọng hướng tâm F r và tải trọng dọc trục F a.

Trong thiết kế hệ thống, chúng ta có F a4 = F a5 = 0, với trục ra chỉ lắp bánh răng lớn (bánh răng bị động) và đĩa xích chủ động Do đó, ổ lăn được chọn là ổ bi đỡ một dãy cho gối 0 và gối 1, vì loại ổ này có khả năng chịu lực hướng tâm lớn và lực dọc trục nhỏ Điều này cho phép ổ nghiêng dưới hoạt động hiệu quả với số vòng quay cao, đồng thời có giá thành thấp nhất trong tất cả các loại ổ nhờ vào cấu tạo đơn giản Việc chọn cấp chính xác cho ổ lăn là rất quan trọng để đảm bảo hiệu suất và độ bền của hệ thống.

Kích thước ổ lăn được xác định dựa trên hai yếu tố chính: khả năng tải động để ngăn ngừa tróc rỗ bề mặt làm việc và khả năng tải tĩnh nhằm phòng tránh biến dạng dư.

Dựa vào đường kính ngõng trục 60 mm, chúng ta tham khảo bảng P.2.7 để lựa chọn loại ổ bi đỡ một dãy cỡ đặc biệt nhẹ, ký hiệu 112, với các thông số hình học phù hợp.

Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) C (kN) C o (kN)

 Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ: tiến hành cho ổ lăn 1 vì ổ này chịu tải lớn hơn. c.1) Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải động:

L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay; m = 3 (đối với ổ bi) – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn;

F r – tải trọng hướng tâm, kN;

F a = 0 (kN) – tải trọng dọc trục;

V = 1 (vòng trong quay) – hệ số kể đến vòng nào quay; k t = 1 – hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ; k đ = 1,2 – hệ số kể đến đặc tính tải trọng;

X = 1 – hệ số tải trọng hướng tâm;

Y = 0 – hệ số tải trọng dọc trục;

Tra bảng 11.6, đối với ổ bi đỡ một dãy, ta xác định được:

 Vậy ổ lăn đảm bảo khả năng tải tĩnh.

Tính chọn khớp nối

Trong trường hợp hộp giảm tốc được thiết kế ở phía trên, nên lựa chọn trục vòng đàn hồi với cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo và thay thế, đảm bảo hoạt động tin cậy.

 Mômen xoắn tính toán được xác định theo công thức sau:

T = 13396,52 (Nmm) – momen xoắn danh nghĩa. k = 1,5 – hệ số chế độ làm việc

Với mô men xoắn T t = 22 (Nm) và đường kính trục d = 15 (mm), theo bảng 16.10a, ta xác định được kích thước cơ bản của trục nối vòng đàn hồi cũng như kích thước cơ bản của vòng đàn hồi.

Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi, mm

Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi

 Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt:

 Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

 Điều kiện sức bền của chốt:

[𝜎] d = (2 ÷ 4) MPa - ứng suất dập cho phép của vòng cao su;

[𝜎] u = 60 ÷ 80 MPa - ứng suất cho phép của chốt;

 Vậy nối trục vòng đàn hồi đảm bảo điều kiện bền.

Tính chọn then

Mối ghép then là phương pháp truyền momen xoắn giữa trục và các chi tiết lắp, được ưa chuộng nhờ tính đơn giản trong chế tạo và lắp ghép Trong đó, mối ghép then bằng theo tiêu chuẩn TCVN 2261-77 (bảng 9.1a) là loại thường được sử dụng nhất.

Trong quá trình làm việc, mối ghép then và then hoa có thể bị hỏng do dập bề mặt làm việc, cắt hoặc mòn Để đảm bảo độ bền của các mối ghép này, cần kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then.

𝜎 d , 𝜏 c - ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa; d – đường kính trục, mm;

T – momen xoắn trên trục, Nmm; l t = (0,8…0,9)l m – chiều dài rãnh then, mm; (với l m – chiều dài mayơ) b – chiều rộng rãnh then, mm; h – chiều cao rãnh then, mm; t 1 – chiều sâu rãnh then, mm;

[𝜎 d ] = 100 (MPa) – ứng suất dập cho phép;

[𝜏 c ] = 40…60 (MPa) – ứng suất cắt cho phép đối với tải trọng va đập;

Tại tiết diện khớp nối có d kn = 15 (mm), l m12 = 35 (mm), tra bảng 9.1a, ta có: b = 5 (mm); h = 5 (mm); t 1 = 3 (mm) l t = (0,8…0,9)l m12 = (0,8…0,9).35 = 30 (mm)

 Tại tiết diện bánh vít có d bv = 50 (mm), l m22 = 70 (mm), tra bảng 9.1a, ta có: b = 16 (mm); h = 10 (mm); t 1 = 6 (mm) l t = (0,8…0,9)l m22 = (0,8…0,9).70 = 60 (mm)

 Tại tiết diện bánh răng 1 có d br1 = 52 (mm), l m23 = 60 (mm), tra bảng 9.1a, ta có: b = 16 (mm); h = 10 (mm); t 1 = 6 (mm) l t = (0,8…0,9)l m23 = (0,8…0,9).60 = 50 (mm)

 Tại tiết diện bánh răng 2 có d br2 = 65 (mm), l m32 = 70 (mm), tra bảng 9.1a, ta có: b = 20 (mm); h = 12 (mm); t 1 = 7,5 (mm) l t = (0,8…0,9)l m32 = (0,8…0,9).70 = 60 (mm)

 Tại tiết diện đĩa xích có d đx = 52 (mm), l m32 = 70 (mm), tra bảng 9.1a, ta có: b = 16 (mm); h = 10 (mm); t 1 = 6 (mm) l t = (0,8…0,9)l m32 = (0,8…0,9).70 = 60 (mm)

Bảng kết quả tính kiểm nghiệm then:

CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ

Thiết kế các kích thước của vỏ hộp

 Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ.

 Ta chọn vỏ hộp đúc, vật liệu là gang xám GX 15-32.

Khi lắp đặt hộp giảm tốc trục vít, cần chọn bề mặt ghép nắp với thân tại vị trí đi qua trục bánh vít Điều này giúp việc lắp ráp bánh vít và các chi tiết khác lên trục trở nên dễ dàng và thuận tiện hơn.

 Các kích thước cơ bản của vỏ hộp:

Tên gọi Biểu thức tính toán (mm)

 Độ dốc h < 45 khoảng 2 o Đường kính:

 Bulông ghép bích nắp và thân: d 3 = (0,8 ÷ 0,9)d 2

 Vít ghép nắp cửa thăm: d 5 = (0,5 ÷ 0,6)d 2 d 1 = 18 d 2 = 14 d 3 = 12 d 4 = 9 d 5 = 8 Mặt bích ghép nắp và thân:

 Chiều dày bích thân hộp: S 3 = (1,4 ÷ 1,8)d 3

 Chiều dày bích nắp hộp: S 4 = (0,9 ÷ 1)S 3

 Bề rộng bích nắp và thân: K 3 = K 2 – (3 ÷ 5) mm

 Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D 3 , D 2

 Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ:

 Chiều cao h: xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa.

C = 67,5 (Trục III) Mặt đế hộp:

 Chiều dày: S 1 = (1,3 ÷ 1,5)d 1 (không có phần

 lồi) Bề rộng mặt đế hộp: K 1 = 3d 1 ; q ≥ K 1 + 2𝛿

Khe hở giữa các chi tiết:

 Giữa bánh răng với thành trong hộp: ∆ ≥ (1 ÷ 1,2)𝛿

 Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp: ∆ 1 ≥ (3 ÷

 5)𝛿 Giữa mặt bên các bánh răng với nhau: ∆ 2 ≥ 𝛿

Số lượng bulông nền: Z = (L + B)/(200 ÷ 300) Chọn Z = 4

4.2 Thiết kế các chi tiết phụ: a) Bulông vòng:

 Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép,…) trên nắp và thân thưởng lắp thêm bulông vòng.

 Căn cứ vào bảng 18.3ab [2] ta chọn bulông vòng có kích thước như sau:

Hình dạng và kích thước bulông vòng (mm)

Để kiểm tra và quan sát các chi tiết bên trong hộp lắp ghép cũng như đổ dầu, hộp được thiết kế với cửa thăm ở đỉnh Cửa thăm này được che bởi một nắp, và có thể lắp thêm nút thông hơi trên nắp Kích thước của cửa thăm được quy định theo bảng 18.5.

Hình dạng và kích thước cửa thăm (mm) sau:

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên, dẫn đến việc cần giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp Để thực hiện điều này, nút thông hơi được sử dụng và thường được lắp đặt trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp Kích thước của nút thông hơi được quy định trong bảng 18.6.

Hình dạng và kích thước của nút thông hơi (mm)

Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn do bụi bặm và hạt mài, hoặc bị biến chất, vì vậy cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, hộp có lỗ tháo dầu ở đáy, được bịt kín bằng nút tháo dầu trong quá trình làm việc Kích thước của nút tháo dầu được quy định trong bảng 18.7.

Hình dạng và kích thước của nút tháo dầu (mm) d b m f L c q D S D o

 Trên trục vào và trục ra phải dùng vòng phớt để cùng với nắp ổ che kín ổ lăn Các kích thước tra theo Bảng 15.17[2] như sau:

Hình dạng và kích thước của vòng phớt (mm)

 Đường kính nắp ổ được tính theo công thức sau:

D – đường kính lỗ lắp ổ lăn; d 4 – là đường kính của vít nắp ổ với vỏ hộp;

Nắp ổ được sản xuất từ gang GX15-32 và có hai kiểu thiết kế Kiểu 1 có lỗ thủng cho trục xuyên qua, với mặt nắp phình ra để tạo độ dày cho rãnh lắp vòng phớt Phần lắp vào lỗ hộp được thiết kế với độ dốc nhỏ, giúp dễ dàng trong quá trình đúc, và đoạn gờ tiếp xúc với thành lỗ hộp chỉ cần khoảng 3-4 mm để định tâm nắp ổ Kiểu 2 tương tự như kiểu 1 nhưng không có lỗ xuyên thủng, với mặt nắp dùng cho hệ dẫn động cơ khí.

 Căn cứ vào bảng 18.2[2] ta có:

Bảng kích thước nắp ổ (mm)

Trục III 95 110 135 85 12 M8 6 g) Que thăm dầu: h) Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp:

 Điều chỉnh ăn khớp trong các bộ truyền :Chọn chiều rộng bánh răng trụ nhỏ giảm 10% so với chiều rộng bánh răng lớn.

 Bôi trơn các bộ truyền trong hộp:

Chọn độ nhớt của dầu ở 50 0 C (100 0 C) để bôi trơn trục vít và bánh răng - Bảng 18.11[2].

Với thép 45, có vận tốc trượt 3,07 m/s thuộc khoảng < 5 m/s, ta có thể chọn theo bảng với thép có độ bền 𝜎 b = 470 - 1000 MPa Độ nhớt Centistoc là 165 (20) và độ nhớt Engle là 24(3,43) Phương pháp bôi trơn được áp dụng là ngâm dầu.

Với thép 45, có vận tốc vòng 0,85 m/s trong bộ truyền bánh răng, thuộc khoảng [0,5-1], chúng ta có thể lựa chọn theo bảng với thép có độ bền 𝜎 b từ 470 đến 1000 MPa Độ nhớt Centistoc là 260 (30) và độ nhớt Engle là 36 (4,5).

Dựa vào bảng 18.13, với độ nhớt đã chọn, loại dầu bôi trơn phù hợp cho trục vít và bánh răng là dầu ô tô máy kéo AK – 20.

50 0 C (100 0 C) là ≥ 70 (10) Centistoc, (hay độ nhớt Engle là ≥ 9,8 (1,86)).

Bôi trơn ổ lăn đúng kỹ thuật giúp ngăn ngừa mài mòn bằng cách tránh tiếp xúc trực tiếp giữa các chi tiết kim loại Điều này làm giảm ma sát, tăng khả năng chống mài mòn, cải thiện khả năng thoát nhiệt, bảo vệ bề mặt khỏi han gỉ và giảm tiếng ồn.

Tất cả các ổ lăn đều cần được bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ, và việc lựa chọn chất bôi trơn phụ thuộc vào nhiệt độ làm việc cũng như tốc độ quay của vòng ổ.

Mỡ bôi trơn giữ trong ổ dễ dàng hơn so với dầu, đồng thời bảo vệ ổ khỏi tạp chất và độ ẩm Mỡ có thể sử dụng cho ổ làm việc lâu dài, khoảng 1 năm, và độ nhớt ít thay đổi khi nhiệt độ biến động Dầu bôi trơn được khuyến khích cho các ứng dụng có số vòng quay lớn, nhiệt độ cao, cần tỏa nhiệt nhanh, hoặc khi các chi tiết khác trong máy dùng dầu Thông tin về số vòng quay tới hạn cho từng loại ổ bôi trơn bằng mỡ hoặc dầu được ghi trong các catalog của ổ lăn.

Chúng tôi khuyên nên sử dụng mỡ LGMT2 để bôi trơn ổ lăn, đặc biệt phù hợp cho ổ cỡ nhỏ và trung bình, ngay cả trong điều kiện làm việc khắc nghiệt Mỡ LGMT2 có khả năng chống nước và chống gỉ rất tốt Các thông số kỹ thuật của mỡ bao gồm: dầu làm đặc là lithium soap, dầu cơ sở là dầu mỏ, nhiệt độ hoạt động liên tục từ -30 đến +120 độ C, độ nhớt động của dầu cơ sở tại 40 độ C là 91 mm²/s, và độ đậm đặc đạt NLGI cấp 2.

 Về lượng mỡ tra vào ổ lăn lần đầu : G = 0,005DB (CT tr.46[2]) Trong đó:

D, B – đường kính vòng ngoài và chiều rộng ổ lăn (mm);

=> G = 0,005DB = 0,005.85.19 = 8,075 (g) (ổ lắn trên trục II)

=> G = 0,005DB = 0,005.95.18 = 8,55 (g) (ổ lắn trên trục III)

TÍNH DUNG SAI KÍCH THƯỚC TRỤC

Trong thiết kế lắp ghép, kiểu lắp ghép H7/k6 được chọn cho những mối ghép không yêu cầu tháo lắp thường xuyên, giúp bảo vệ các chi tiết khỏi hư hại và đảm bảo khả năng định tâm cao với chiều dài mayơ l ≥ (1,2 1,5)d (d - đường kính trục) Kiểu lắp này thường được áp dụng cho các chi tiết như bánh răng, vòng trong ổ lăn và lắp cốc lót Đối với các mối ghép cần độ đồng tâm cao và khả năng chịu tải trọng va đập, kiểu lắp H7/n6 là lựa chọn thích hợp, thường sử dụng cho bánh răng côn và bánh vít Ngoài ra, kiểu lắp lỏng D8/k6 được sử dụng cho những trường hợp như bạc lót với trục, đảm bảo tính linh hoạt trong lắp ráp.

 Bảng kê các kiểu lắp ghép tra theo bảng 5 30 [3] cho H7, 5 31 [3] cho D8, 4 27

Dung sai Kiểu lắp Dung sai Kiểu lắp Dung sai

Nối trục đàn hồi – trục

Tiêu đề	Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
Tác giả	Đinh Quang Phú Trí
Người hướng dẫn	Nguyễn Hữu Chí
Trường học	Trường Đại Học Giao Thông Vận Tải Phân Hiệu TP. Hồ Chí Minh
Chuyên ngành	Kỹ Thuật Ô Tô
Thể loại	Đồ Án Chi Tiết Máy
Năm xuất bản	2021
Thành phố	Hồ Chí Minh

Định dạng
Số trang	64
Dung lượng	1,2 MB