PBL 1 : THIẾT KẾ KỸ THUẬT ĐỀ TÀI : THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ BĂNG TẢI
XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN
1.1.1Xác định độ rộng tối thiểu của băng tải
-Độ rộng của băng tải phụ thuộc vào lưu lượng vận chuyển và kích cỡ vật phẩm (hay kích cỡ của hạt vật liệu) vận chuyển trên băng Nếu kích cỡ vật phẩm càng lớn thì độ rộng băng phải càng lớn
-Với loại vận chuyển là cát thì theo bảng 1[5] ta chọn băng tải có bề rộng tối thiểu là AE0(mm)
1.1.2.Xác định góc nghiêng vận chuyển băng tải
-Theo số liệu đã cho thì có L@m và chiều cao H=5m nên ta có góc nghiêng vận chuyển là 7.12 °
1.1.3.Xác định vận tốc v của băng tải
-Vận tốc băng tải thường được tính toán dựa trên lưu lượng vận chuyển theo yêu cầu cho trước Lưu lượng vận chuyển của một băng tải thường được tính theo công thức:
𝑄 𝑡 : Lưu lượng vận chuyển (tấn/h) A: Diện tích mặt cắt ngang dòng chuyển (𝑚 3 ) V: Vận tốc băng tải (m/ph)
Y: Khối lượng riêng được tính toán của khối vật liệu (tấn/𝑚 3 )
S: Hệ số ảnh hưởng góc nghiêng Xác định các đại lượng
-Diện tích mặt cắt ngang dòng chảy
Xác đinh theo công thức : A=K(0,9B − 0,05) 2 (𝑚 2 )
Theo bảng 5[5] thì có góc máng là ∅ = 20 °
-Khối lượng riêng tính toán
Theo bảng 6[5] ta có khối lượng riêng = 1,4-1,68
-Hệ số ảnh hưởng của độ dốc băng tải
Theo bảng 7[5] ta có hệ số ảnh hưởng độ dốc băng tải s=0.97
Thay vào công thức tính vận tốc ta được :
𝑝ℎ) nên có v 450𝑚𝑚 → nên ta sẽ dung căng bằng đối trọng
Lực căng cần thiết để kéo căng bang tải
Lực cản do ma sát giữa bang tải và con lăn đỡ nhánh bang tải đi về
Vậy khối lượng đối trọng cần tối thiểu là 105 kg
XÁC ĐỊNH ĐỘNG CƠ
0,97×0,96×0,96×0,99 4 = 5,01 𝑘𝑤 Hiệu suất của bộ truyền và ổ lăn
Xác định số vòng quay sơ bộ
- Tỉ số truyền toàn bộ hệ thống dẫn
Ti số truyền của bộ truyền động bánh rang trụ hộp giảm tốc 2 cấp 𝑢 1 =8
Tỉ số truyền khớp nối 𝑢 𝑘𝑛 = 1
Tỉ số truyền của đai = 2
- Số vòng quay của trục công tác
Chọn động cơ 4A100L2Y3 có công suất 5,5KW
Chọn số vòng quay của đông cơ là 𝑛 𝑑𝑐 (80 (v/ph)
PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Tỷ số truyền chung của hệ thống là
- Tỉ số truyền của cấp nhanh (tỉ số truyền của bánh răng côn) u1 =( 0,22 ÷ 0,28 ).uh
- Tỉ số truyền của cấp chậm (tỉ số truyền của bánh răng trụ)
1.3.1.Công suất trên các trục
+ Công suất trên trục III :
(0,99.1)= 4,34 (kW) + Công suất trên trục II :
(0,99.0,97)= 4,51 (kW) + Công suất btrên trục I :
1.1.4.Số vòng quay trên các trục
Từ bảng 1, Ta có : ndc = 2880 (v/p)
+ Số vòng quay trên trục I :
2 = 1440 ( v/p) + Số vòng quay trên trục II :
2,28 = 631 (v/p) + Số vòng quay trên trục III :
4 = 157(v/p) + Số vòng quay của trục công tác :
1.1.5 Mô men xoắn trên các trục
+ Mô men xoắn trên trục động cơ :
2880 = 16613,02 (Nmm) + Mô men xoắn trên trục I :
1440 = 31435,41(Nmm) + Mô men xoắn trên trục II :
557 = 68257,52 (Nmm) + Mô men xoắn trên trục III :
157 = 263993,63 (Nmm) + Mô men xoắn trên trục làm việc :
- Tổng hợp kết quả tính toán, đặc tính động cơ được thể hiện ở bảng 2 dưới đây :
Bảng 1 : Đặc tính động cơ
Tỷ số truyền u Uk= 1 U1 = 2,28 U2 = 4 uk = 1
Hình 1 Sơ đồ động của hệ thống
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
Thông số ban đầu : công suất 𝑃 1 (kW) , số vòng quay 𝑛 1 (vòng/ph) là , tỉ số truyền u và điều kiện làm việc
1.Chọn vật liệu dây đai và bề mặt dây đai
Theo bảng 4.1 thì có có
2.Định đường kính bánh nhỏ theo công thức
𝑑 1 3mm-193mm Theo tiêu chuẩn thì ta chọn 𝑑 1 0mm
Chọn hệ số trượt và tính 𝒅 𝟐 =𝒅 𝟏 𝒖/(𝟏 −)
Lấy giá trị của trong khoảng 0,01÷ 0,02
Theo tiêu chuẩn ta chọn d2= 400mm
Tỉ số truyền thực tế: 𝑢 = 𝑑 2 (1−)
𝑑 2=(1-0,01).1440.180/400 d1 (v/ph) -sai số về vòng quay
Xác định khoảng cách trục
➔ Khoảng cách trục a (CT 4.4) là a= 1239mm
Kiểm nghiệm lại a: 1239mm > 2(180+400) -> Thoả điều kiện
Số vòng chạy trên 1 giây : U= 𝑣
Chiều dày của đai vải cao su 𝛿 là 𝛿 = 𝑑 1 1
40= 4,5 𝑚𝑚 dmin= 180/140 mm ( có lớp lót)
Lực vòng của dây đai
Ft = 1000P1\v= 349,3 N Ứng suất có ích cho phép:
[𝜎 𝐹 ] = [𝜎 𝐹 ] 0 𝐶 𝛼 𝐶 𝑉 𝐶 0 =2,18 Ứng suất cho phép xác định bằng thực nghiệm :
𝑑 1 =2,25 Với ứng suất căng 𝛿 0 = 1,8 𝑀𝑃𝑎 thì ta có 𝑘 1 = 2,5, 𝑘 2 = 10
Hệ số kể đến anh hưởng của góc ôm: 𝐶 𝛼 = 0,97
Hệ số ảnh hưởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh đai: 𝐶 𝑉 = 1
Hệ số ảnh hưởng của bộ truyền trong không gian và phương pháp căng đai:
Chiều rộng của dây đai : 𝑏 ≥ 𝐹 𝑡
𝛿.[𝛿 𝐹 ]= 35,6 𝑚𝑚 Chọn chiều rộng đai b= 40mm
Tính bề rộng bánh đai: B=1,1.b + (10 ÷ 15)
54 mm ≤ B ≤ 59mm Lực căng đai 𝐹 0 = 𝜎 0 𝑏 𝛿 = 324𝑁 Lực tác dụng lên trục 𝐹 𝑟 = 2𝐹 𝑜 sin 𝛼 1
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Thiết kế bộ truyền bánh răng nón thẳng
-Điều kiện làm việc của bánh răng
+ Mooonmen xoắn trên trục dẫn : T1 = 31425,41 (Nmm) + Số vòng quay trên trục dẫn : n1 = 1440(v/p)
+ Công suất trên trục dẫn : P1 = 4,74 (kW)
+ Tỷ số truyền : u1 = 2,28 + Thời gian phục vụ :
Bảng 2 : Vật liệu bánh răng
Loại bánh Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền
Giới hạn chảy ch (MPa) Bánh nhỏ
3.1.2 Xác định ứng suất cho phép
• Ứng suất tiếp xúc cho phép : [ ] lim o H
+ H o lim là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở, trị số của chúng tra bảng 6.2
+ SH – Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc tra bảng 6.2[1]
+ ZR – Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
+ ZV – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc
+ KxH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
+ KHL – Hệ số tuổi thọ
- Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:
𝜎 𝐻𝑙𝑖𝑚 𝑜 =2HB+70=2.250+70W0 (Mpa) -Hệ số tuổi thọ :
+ 𝑁 𝐻𝐸 = 60𝑐𝑛𝐿 ℎ = 60.1440.14400 = 1244.10 6 vì NHE > NHO nên KHL = 1
-Trong bước tính thiết kế , sơ bộ lấy 𝑍 𝑅 𝑍 𝑉 𝐾 𝑥𝐻 𝐾 𝐻𝐿 = 1
- Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở (Tra bảng 6.2) lim 2 70 2.240 70 550 o
- Hệ số tuổi thọ : HL 6 HO
Với : + NHO = 30HB 2,4 = 30.240 2,4 = 15,5.10 6 chu kỳ (NHO – Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn cơ sở khi thử về tiếp xúc)
+ 𝑁 𝐻𝐸 = 60𝑐𝑛𝐿 ℎ = 60.631.14400 = 545.10 6 (NHE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương; c là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay; n là số vòng quay trong 1 phút; L h là tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét) vì NHE > NHO nên KHL = 1
- Sơ bộ chọn : ZR = 1, ZV = 1, KxH = 1 l 2 im 550
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của từng bánh răng là :
+ Bánh răng nhỏ : [ H ] 1 Q8, 2(MPa) + Bánh răng lớn : [ H ] 2 P0 (MPa)
• Ứng suất uốn cho phép : F Flim o R S xF FL
+ Flim o : là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở, trị số của chúng tra bảng 6.2[1]
+ SF – Hệ số an toàn khi tính về uốn tra bảng 6.2[1]
+ YR – Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
+ YS – Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
+ KxF – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
+ KFL – Hệ số tuổi thọ
✓ Bánh răng nhỏ : F 1 Flim o R S xF FL
- Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở (Tra bảng 6.2[1]) lim 1,8 1,8.250 450 o
- Hệ số tuổi thọ : FL 6 FO
Với : NFO = 4.10 6 ( NFO – Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử uốn)
𝑁 𝐹𝐸 = 60𝑐𝑛𝐿 ℎ = 60.1440.14400 = 1244.10 6 (NFE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương; c là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay; n là số vòng quay trong
1 phút; L h là tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét)
Vì NFE > NFO nên KFL = 1
Sơ bộ chọn : YR.Ys KxF = 1
- Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở
𝜎 𝐹𝑙𝑖𝑚 𝑜 =1,8HB=1,8.240C2 (MPa) -Hệ số tuổi thọ :
Với : NFO = 4.10 6 ( NFO – Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử uốn)
𝑁 𝐹𝐸 = 60𝑐𝑛𝐿 ℎ = 60.631.14400 = 545.10 6 (NFE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương; c là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay; n là số vòng quay trong 1 phút; L h là tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét)
Vì NFE > NFO nên KFL = 1
Sơ bộ chọn : YR.Ys KxF = 1
1,75 1 = 246,85 (MPa) Vậy ứng suất uốn cho phép của từng bánh răng là :
+ Bánh răng nhỏ : F 1 =257,1 (MPa) + Bánh răng lớn : F 2 =246,9 (MPa)
• Ứng suất quá tải cho phép :
+ Ứng tiếp xúc quá tải cho phép : [σH]max = 2,8.σch (CT 6.13 trang 95[1])
+ Ứng suất uốn quá tải cho phép : [σF]max = 0,8.σch (CT 6.14 trang 96[1]) [σF1]max = 0,8.σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa)
✓ Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài :
- Hệ số phụ thuộc vật liệu bánh răng : KR = 0.5.K d = 0,5.100 = 50 (
Do với truyền răng côn thẳng thì 𝑑 1
- Hệ số chiều rộng vành răng : Kbe = b/Re = 0,25
- Tra bảng 6.21 chọn : KHβ = 1,13 ( Hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn
- Đường kính vòng chia ngoài :
- Tra bảng 6.22 ta có : z1p = 20 → Z1 = 1,6z1p = 32 (răng), chọn Z1 = 32 (răng)
- Đường kính trung bình : dm1 = (1- 0,5Kbe).de1 = (1- 0,5.0,25) 69,2 = 60,55(mm) (CT 6.54 trang 114)
- Mô đun vòng chia trung bình : mtm = 𝑑 𝑚1
- Mô đun vòng chia ngoài : mte = 𝑚 𝑡𝑚
- Đường kính trung bình : dm1 = mtm.Z1 = 2,625.23 = 60,375 (mm)
- Tỉ số truyền thực tế :
Theo bảng 6.20[1] : Z1 = 23, chọn hệ số dịch chỉnh đều : X1 =0,34 ; X 2=-0,34
- Đường kính trung bình : dm1 = mtm.Z1 = 2,625.23 = 60,375(mm)
- Tính chính xác chiều dài côn ngoài :
- Vận tốc dài của bộ truyền :
- Chiều rộng vành răng : b = Kbe.Re = 0,25 86,2 = 21,55(mm)
- Chiều cao răng ngoài (tra bảng 6,19 trang 111[1]) he = 2hte.mte + c = 2.1.3+0,6= 6,6 (mm) với c = 0,2mte = 0,2.3 = 0,6 ; hte = cosm = 1
- Chiều cao đầu răng ngoài (tra bảng 6,19 trang 111[1]) hae1 = (hte +x1.cos).mte với x1 tra Bảng 6.20[1] : x1 = 0,34 hae1 = (hte +x1.cos).mte= (1 +0,34.1).3 = 4,02 (mm) hae2 = 2hte.mte – hae1 = 2.1.3 - 4,02 = 1,98(mm)
- Đường kính ngoài (tra bảng 6,19 trang 111[1]) de1 = mte.Z1 = 3.23 = 69 (mm) de2 = mte.Z2 = 3.53 = 159 (mm)
- Đường kính đỉnh răng ngoài (tra bảng 6,19 trang 111[1]) dae1= de1+ 2hae1.cos1 = 76,37 (mm) dae2 = de2+ 2hae2.cos2 = 160,57(mm)
- Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép (theo CT 6.1 trang 91[1])
- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc : ZR
- Tốc độ vòng của bánh răng : v = 4,54 (m/s)
- Tra bảng 6.13 ta có : cấp chính xác cấp 7
- Với cấp chính xác cấp 7, tra bảng 21.3[1] ta có Rz = 20 (μm)
- Vậy ta có ZR = 0,9 (tr91[1])
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng : ZV
- Với HB < 350 ta có ZV = 1
- Hệ số tính đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng : KxH = 1 (da < 400 mm)
• Tính chính xác ứng suất uốn cho phép (theo CT 6.2 trang 91[1])
KxF = 1 (Vì da < 400 mm) Suy ra : + [ F 1 ] ' = F 1 Y Y K R S xF = 2 7,1.0, 99 5 = 25 , 4 5(MPa)
- Tổng hợp kết quả tính toán, ta có thông số của bánh răng và bộ truyền cấp nhanh đươc thể hiện ở bảng 4 dưới đây :
Bảng 3: Thông số của bánh răng và bộ truyền cấp nhanh
Thông số Ký hiệu Tính toán
Chiều dài côn ngoài Re Re ,2 (mm)
Chiều rộng vành răng b b = 21,55 (mm)
Chiều dài côn trung bình Rm Rm = 75,42 (mm) Đường kính chia ngoài de de1 i (mm) de2 = 159(mm)
Chiều cao răng ngoài he =6,6 2 = 66,55 o
Chiều cao đầu răng ngoài hae hae1 =4,02 (mm) hae2 = 1,98 (mm) Chiều cao chân răng ngoài hfe hfe1 =ℎ 𝑒 − hae1
=2,58(mm) hfe2 = ℎ 𝑒 − hae2 4,26(mm) Đường kính đỉnh răng ngoài dae dae1 v,37 (mm) dae2 = 160,57 (mm) Đường kính trung bình dm dm1 =(1-0,5b/ Re )
Môđun vòng trung bình mtm mtm = 2,625
3.1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
- Ứng suất tiếp xúc làm việc :
- Hệ số kể đến cơ tính vật liệu : ZM = 274 (MPa) 1/3 (Bảng 6.5[1])
- Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : ZH =1,76 (Bảng 6.12[1])
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của các răng : 𝑍 𝜀 = √ 𝜀 1
- Mô men xoắn trục I : T1 = 31435,41 (Nmm)
- Hệ số tải trọng : KH = KHβ.KHα.KHv = 1,13.1,05.1,14 = 1,35
Với : KHβ = 1,13 (Hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7[1])
KHα = 1,05 (cấp 7) (Hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14[1])
KHv = 1,14 (cấp 7) (tra phụ lục P2.3[1])
3.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
- Ứng suất uốn sinh ra : 𝜎 𝐹1 = 2𝑇 1 𝐾 𝐹 𝑌 𝜀 𝑌 𝛽 𝑌 𝐹1
84,9 = 0,25( hệ số chiều rộng vành răng)
2−0,25 = 0,32; Tra bảng 6.21[1] được : KF = 1,15 ( hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên vành răng)
- Mô men xoắn trên bánh chủ động : T1 1435,41 (Nmm)
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với εα là hệ số trùng khớp ngang :
- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y = 1
- Tra bảng 6.18[1] ta có số răng tương đương :
66,54= 133,12 + Hệ số dạng răng bánh nhỏ : YF1 = 3,9
+ Hệ số dạng răng bánh lớn : YF2 = 3,6
Với : + KFβ = 1,15 ( Được tính ở trên )
+ Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn : KFα = 1,16 ( Bảng 6.14[1] cấp chính xác 7 )
+ Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn : KFv = 1,33 (Tra phụ lục P2.3[1] đối với cấp chính xác 7)
- Ứng suất uốn cho phép của bánh răng nhỏ :
- Ứng suất uốn cho phép của bánh răng lớn :
3.1.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Với tải không đổi: Kqt = Kbđ = 2
• Ứng suất tiếp xúc cực đại : 𝜎 𝐻𝑚𝑎𝑥 = 𝜎 𝐻 √𝐾 𝑞𝑡 (CT 6.48 trang 110[1]) +𝜎 𝐻𝑚𝑎𝑥 = 𝜎 𝐻 √𝐾𝑞𝑡 = 445,71 √1,6 = 563,8 (MPa) [ H ] max 60(MPa)
• Ứng suất uốn cực đại : 𝜎𝐹 𝑞𝑡𝐹𝑚𝑎𝑥 (CT 6.49 trang 110[1])
+ 𝜎𝐹1 𝑞𝑡𝐹1𝑚𝑎𝑥 (MPa) [ F 1 ma ] x F4(MPa) (thỏa mãn)
+ F 2 max = F 2 K qt = 134.1, 6 = 214, 4(Mpa) [ F 2 ma ] x 60(MPa) (thỏa mãn)
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM
- Điều kiện làm việc của bộ truyền bánh răng trụ nghiêng cấp chậm (tra bảng 2)
+ Mômen xoắn trên trục dẫn : T2 = 68257,52 (Nmm)
+ Số vòng quay trên trục dẫn : n2 = 631 (v/p)
+ Công suất trên trục dẫn: P2 = 4,51 (kW)
+ Thời gian phục vụ : L = 14400 (giờ)
- Bánh nhỏ : C45 tôi cải thiện, độ cứng 250 HB, σch1 = 580 (MPa)
- Bánh lớn : C45 tôi cải thiện, độ cứng 240 HB, σch2 = 450 (MPa)
3.2.2 Xác định ứng suất cho phép
• Ứng suất tiếp xúc cho phép : [ ] lim o H
91[1]) Trong đó : + H o lim là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở, trị số của chúng tra bảng 6.2[1]
+ SH – Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc tra bảng 6.2[1]
+ ZR – Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc + ZV – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc
+ KxH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng + KHL – Hệ số tuổi thọ
- Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở (Tra Bảng 6.2[1]) lim 2 70 2.250 70 570 o
- Hệ số tuổi thọ : HL 6 HO
Với : NHO = 30HB 2,4 = 30.250 2,4 = 17.10 6 chu kỳ ( NHO – Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn cơ sở khi thử về tiếp xúc)
N HE = 60cnL h = 60.1.631.14400 = 545,184.10 6 (NHE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương; c là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay; n là số vòng quay trong
1 phút; là tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét) vì NHE > NHO nên KHL = 1
- Sơ bộ chọn ZR.ZV.KxH = 1 lim 1
- Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở (Tra bảng 6.2[1]) lim 2 70 2.240 70 550 o
- Hệ số tuổi thọ : HL 6 HO
Với : NHO = 30HB 2,4 = 30.240 2,4 = 15,5.10 6 chu kỳ ( NHO – Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn cơ sở khi thử về tiếp xúc)
𝑁 𝐻𝐸 = 60𝑐𝑛𝐿 ℎ = 60.1.157.14400 = 135,64.10 6 (NHE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương; c là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay; n là số vòng quay trong 1 phút; là tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét) vì NHE > NHO nên KHL = 1
- Sơ bộ chọn ZR = 1, ZV = 1, KxH = 1 l 2 im 550
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của từng bánh răng là :
+ Bánh răng nhỏ : [ H ] 1 = 518, 2(MPa) + Bánh răng lớn : [ H ] 2 = 500(MPa)
• Ứng suất uốn cho phép :[𝜎 𝐹 ] = 𝜎 𝐹𝑙𝑖𝑚 𝑜
𝑆 𝐹 𝑌 𝑅 𝑌 𝑆 𝐾 𝑥𝐹 𝐾 𝐹𝐿 (CT 6.2 trang 91[1]) + Flim o : là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở, trị số của chúng tra bảng 6.2[1]
+ SF – Hệ số an toàn khi tính về uốn tra bảng 6.2[1]
+ YR – Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng + YS – Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất + KxF – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
+ KFL – Hệ số tuổi thọ
✓ Bánh răng nhỏ : F 1 Flim o R S xF FL
- Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở (Tra bảng 6.2[1]) lim 1,8 1,8.250 450 o
- Hệ số tuổi thọ : FL 6 FO
Với : + NFO = 4.10 6 ( NFO – Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử uốn)
+𝑁 𝐻𝐸 = 60𝑐𝑛𝐿 ℎ = 60.1.631.14400 = 545,184.10 6 (NFE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương; c là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay; n là số vòng quay trong 1 phút; là tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét)
Vì NFE > NFO nên KFL = 1
Sơ bộ chọn YR = 1, Ys = 1, KxF = 1
✓ Bánh răng lớn : F 2 o Flim R S xF FL
- Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở (Tra bảng 6.2/94[1]) lim 1,8 1,8.240 432 o
- Hệ số tuổi thọ : FL 6 FO
Với : NFO = 4.10 6 ( NFO – Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử uốn)
𝑁 𝐻𝐸 = 60𝑐𝑛𝐿 ℎ = 60.1.631.14400 = 545,184.10 6 (NFE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương; c là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay; n là số vòng quay trong 1 phút; là tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét)
Vì NFE > NFO nên KFL = 1
Sơ bộ chọn YR = 1, Ys = 1, KxF = 1
Vậy ứng suất uốn cho phép của từng bánh răng là :
• Ứng suất quá tải cho phép
+ Ứng tiếp xúc quá tải cho phép : [σH]max = 2,8.σch (CT 6.13 trang 95[1])
+ [σH]max = 2,8.σch2 = 2,8.450 60 (MPa) + Ứng suất uốn quá tải cho phép : [σF]max = 0,8.σch (CT 6.14 trang 95[1])
+ [σF1]max = 0,8.σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa) + [σF2]max = 0,8.σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa)
• Xác định sơ bộ khoảng cách trục ( tr.96[1])
- T2 : Mô men xoắn trên trục II
- H : Ứng suất tiếp xúc cho phép
- Hệ số phụ thuộc vật liệu bánh răng : Ka = 43 (Bảng 6.5[1])
- Hệ số chiều rộng vành răng : ψba = 0,4 (Bảng 6.6[1])
- Tra bảng 6.7 theo ψbd, chọn :
+ Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc : KHβ = 1,07; KFβ = 1,16
• Xác định các thông số ăn khớp
→ Chọn mn = 1,5 (mm) ( tra bảng 6.8/tr.99[1]) do có m=(0,01÷ 0,02)𝑎 𝑤 + Góc nghiêng răng sơ bộ : β=(8 o – 20 o ) (tr102[1])
→ Chọn số răng bánh dẫn : Z3 = 32 (răng)
+ Số răng bánh bị dẫn :
Tính lại tỷ số truyền : u = Z4/Z3 8/32=4
+ Góc nghiêng răng thực tế :
- Vận tốc dài của bánh răng (CT 6.40 trang 106[1])
• Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép (theo CT 6.1 trang 91[1])
- Ứng suất tiếp xúc : H = 509,1 (MPa)
- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc : ZR
- Tốc độ vòng của bánh răng v = 1,65 (m/s)
- Tra bảng 6.13[1] ta có cấp chính xác cấp 9
- Với cấp chính xác cấp 9, tra bảng 21.3 ta có Rz = 20 (μm)
- Vậy ta có ZR = 0,95 (trang 91[1])
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng : ZV
- Với HB < 350 ta có ZV = 0,85.𝑣 0,1 = 0,85 1,65 0,1 = 0,9
- Hệ số tính đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng : KxH = 1 (da Rbx = 219,15 (N)
+ Ta có phương trình cân bằng mô men :
+ Phương trình cân bằng lực theo phương vuông góc với OY :
Hình 3 Biểu đồ momen trục I
Tính momen uốn tổng Mj : M j = M yj 2 + M xj 2
Theo kết cấu và tiêu chuẩn nên chọn : dA = 20 ; dB = 35 ; dC = 35 ; dD = 20
Trục II
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có σb = 750 MPa, ứng suất xoắn cho phép [τ]…30MPa , c = 450 MPa , độ cứng HB 192 240
4.2.2 Tải trọng tác dụng lên trục của bánh răng côn
+ Lực hướng tâm : Fr1 = Fa2 = 347,73 (N)
+ Lực dọc trục : Fr2 = Fa1 = 150,840 (N)
4.2.3 Tải trọng tác dụng lên trục của bánh răng trụ
+ Momen xoắn trên trục 2 : T2 = 68257,52 (Nmm)
+ Đường kính vòng lăn bánh : d w 3 = 50 (mm)
+ [ ] - Ứng suất xoắn cho phép, [ ] = 15 30 MPa, chọn [ ] = 20 (MPa)
Chọn đường kính trục theo bảng tiêu chuẩn : d = 30 (mm)
4.2.5 Xác định khoảng cách các gối đở và điểm đặt lực
- Hộp giảm tốc bánh răng côn trụ (trục thứ 2)
- Khoảng cách gối đỡ : l22 = 0.5.(lm22 + b0 ) + k1 +k2
+ Chiều dài may ơ bánh răng : lm22 = ( 1,2 ÷1,5 ) d2 = 1,5.30 = 45 (mm)
+ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay : k1 = 8÷15, chọn k1 = 10 (tra bảng 10.3[1])
+ Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp : k2 = 5÷10, chọn k2 = 10
- Khoảng cách gối đỡ : l23 = l22 + 0,5 [lm22 + b13 Cos(2)] + k1
+ Chiều rộng vành răng : b13 = 21,55 (mm)
+ Góc chia côn bánh lớn : 2 = 66,55 o
+ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay : k1 = 8÷15, chọn k1 = 10 (tra bảng 10.3[1])
- Khoảng cách gối đỡ : l21 = lm22 + lm23 + b0 + 3k1 + 2k2
+ Chiều dài may ơ bánh răng côn : lm23 = (1,2÷1,4) d2 = 1,3.309 (mm)
+ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay : k1 = 8÷15, chọn k1 = 10 (tra bảng 10.3[1])
+ Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp : k2 = 5÷10, chọn k2 = 10
Sơ đồ tính toán trục II được thể hiện trên hình 3
Hình 4 Sơ đồ tính toán trục II
+ Ta có phương trình cân bằng mô men :
+ Ta có phương trình cân bằng lực theo phương vuông góc với OY :
+ Ta có phương trình cân bằng mô men :
+ Ta có phương trình cân bằng lực theo phương vuông góc với OX :
=> Biểu đồ momen trục II
Hình 5 Biểu đồ momen trục II
𝑀 𝑡dB = √𝑀 𝐵 2 + 0,75 𝑇 2 2 = √93704,36 2 + 0,75.68257,52 2 = 110791,80 (Nmm) + Momen tương đương tại C :
𝑀 𝑡dC = √𝑀 𝐶 2 + 0,75 𝑇 2 2 = √121626,62 2 + 0,75.68257,52 2 = 135230,73(Nmm) Tính đường kính trục :
Theo tiêu chuẩn thiết kế cấu trúc và tiêu chuẩn, ta chọn :
+ Đường kính trục tại A : dA= 25 (mm)
+ Đường kính trục tại B : dB = 35 (mm)
+ Đường kính trục tại C : dC = 40 (mm)
+ Đường kính trục tại D : dD = 25 (mm)
Trục III
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có σb = 750 MPa, ứng suất xoắn cho phép [τ]…30MPa , c = 450 MPa , độ cứng HB 192 240
4.3.2 Tải trọng tác dụng lên trục của bánh răng trụ
4.3.3 Lực tác dụng từ bộ truyền
- Lực hướng tâm : Fr = (0,2÷0,3) Ft = 0,25.Ft (CT 10.88 trang 188[1])
+ Lực vòng trên khớp nối : 𝐹 𝑟𝑘𝑛 = 2.𝑇 3
130 = 4061,44 (N) + Momen xoắn trên trục III : T3 = 263993,63 (Nmm)
+ Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt : Dt = 130 (mm)
Suy ra lực vòng trên khớp nối : Frkn = 0,25.4061,44 = 1015,36 (N)
+ Momen xoắn trên trục III : T3 = 263993,63 (Nmm)
+ [ ] - Ứng suất xoắn cho phép, [ ] = 15 30 MPa, chọn [ ] = 20 (MPa)
- Chọn đường kính trục III : d3 = 45 (mm)
4.3.5 Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực
- Khoảng cách giữa các gối đỡ : l32 R (mm) như trục 2 l31 = 153+0,5(1,4.45+25)+15+20#2 (mm) như trục 2 l33 = 101 (mm)
Hình 6 Sơ đồ tính toán trục III
+ Ta có phương trình cân bằng mô men : m B
+ Ta có phương trình cân bằng lực theo phương vuông góc với OY :
+ Ta có phương trình cân bằng mô men :
+ Ta có phương trình cân bằng lực theo phương vuông góc với OX :
Biểu đồ momen trục III:
Hình 7 Biểu đồ momen trục III
Tính momen uốn tổng Mj : M j = M yj 2 + M xj 2
Theo tiêu chuẩn thiết kế cấu trúc và tiêu chuẩn, ta chọn :
+ Đường kính trục tại A : dA= 35 (mm)
+ Đường kính trục tại B : dB = 40 (mm)
+ Đường kính trục tại C : dC = 45 (mm)
+ Đường kính trục tại D : dD = 40 (mm)
Ổ LĂN , THEN , KHỚP NỐI ĐÀN HỒI
Ổ LĂN
+ Đường kính ngõng trục d1 : 20 (mm)
+ Điều kiện làm việc : tải trọng trung bình có lực hướng tâm và lực dọc trục
Vì là trục I làm việc tốc độ cao nên ta ưu tiên dùng ổ đũa côn
+ Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ lăn :
+ Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ :
5.1.2 kiểm nghiệm khả năng tải của ổ
+ Dựa vào công thức 11.8[1] để tính lực dọc trục Fs do các lực hướng tâm Fr sinh ra :
Do đó tra bảng 11,4[1] của ổ B : x = 0,4 y = 0,4cotga=0,4.cotga(13,00)=1,7
+ Theo công thức 11.3[1], tải trọng quy ước trên ổ B và ổ C :
Q1 > Q0 ta tính ổ C lấy luôn cho Ổ B khả năng tải trọng tỉnh của ổ C :
Kiểm nghiệm trọng tải tỉnh :
Theo bảng 11.6[1] với ổ đũa côn : X0 = 0,5 ; Y0 = 0,22cotga=0,22.cotg(13)=0,95 Theo công thức 11.19[1] , khả năng tải tỉnh :
Qt = x0 Fr+ y0 Fa = 0,5.1952,22 + 0,95.717,95 = 1658,16 (N) < Fr1 (thỏa mãn)
Vậy ổ đã chọn hoàn toàn thỏa mãn điều kiện bền tĩnh
+ Đường kính ngõng trục : d2 = 25 ( mm )
+ Điều kiện làm việc : tải trọng trung bình có lực hướng tâm và lực dọc trục
+ Dựa vào bảng P2.11 trang 262[1], chọn ổ đũa côn cỡ trung rộng có d = 25 (mm)
; D = 62 (mm) ; = 11,33 o ; Khả năng tải động : C = 45,5 (KN) ; Khả năng tải tỉnh : C0 = 36,6 (KN)
-Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ :
+ Theo bảng 11.4[1] với ổ đũa đỡ chặn, e = 1,5.tg11,33 = 0,3
+ Theo 11.7[1] lực dọc trục hướng tâm sinh ra trên ổ :
+ Theo bảng 11.5[1] với sơ đồ đã chọn trên :
+ Theo công thức 11.3[1] tải trọng quy ước trên ổ 0 và 1 :
Chỉ cần tính cho ổ 1 chịu lực lớn hơn khả năng tải trọng tỉnh của ổ C :
Kiểm nghiệm trọng tải tỉnh :
Theo bảng 11.6[1] với ổ đũa côn : X0 = 0,5 ; Y0 0,22cotga=0,22.cotg(11,33)=1,09
Theo công thức 11.19[1] , khả năng tải tỉnh :
Qt = x0 Fr+ y0 Fa = 0,5.2338,98 + 1,09.402,62 = 1608,34 (N) < Fr1 (thỏa mãn)
Vậy ổ đã chọn hoàn toàn thỏa mãn điều kiện bền tĩnh
+ Đường kính ngõng trục d1 : 40 (mm)
+ Điều kiện làm việc : tải trọng trung bình có lực hướng tâm và lực dọc trục
+ Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ hẹp d = 40 (mm) ; D = 80 (mm) ; = 26 0 ;
+ Sơ đồ biểu diễn chọn ổ cho trục III :
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B :
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ D :
Lực dọc trục ngoài Faty5,80
Tra bảng 11.4 phụ thuộc vào iFa
Dựa vào công thức 11.8[1] để tính lực dọc trục Fs do các lực hướng tâm Fr sinh ra :
Theo bảng 11.5[1] với sơ đồ bố thí ổ như trên :
F > Fs0 suy ra Fa 0 = Fa0 = 1233,87 (N)
F < Fs1 suy ra Fa1 = Fs1 = 438,07 (N)
Do đó tra bảng 11,4[1] của ổ B : x = 0,45 ; y = 1,46
+ Theo công thức 11.3[1] tải trọng quy ước trên ổ B và ổ D :
Q0 > Q1 ta tính ổ B lấy luôn cho Ổ D khả năng tải trọng tỉnh của ổ C :
Kiểm nghiệm trọng tải tỉnh :
Theo bảng 11.6[1] với ổ đũa côn : X0 = 0,5 ; Y0 = 0,37
Theo công thức 11.19[1] , khả năng tải tỉnh :
Qt = Fr0 = 2617,10 (N) 0,04a + 10 > 12 => d1 = 15(mm) d2 = (0,7 ÷ 0,8)d1 = 11 (mm) d3 = 0,85 d2 = 9 (mm) d4 = 0,65.d2 = 8 (mm) d5 = 0,55.d2 = 7 (mm)
Mặt bích ghép nắp và thân :
Chiều dày bích thân hộp S3
Chiều dày bích nắp hộp S4
Bề rộng bích nắp hộp K3
K3 = K2 - (3÷5) = 41,5 (mm) Kích thước gối trục : Đường kính ngoài và tâm lỗ vít
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ
K2 Tâm lỗ bulông cạnh ổ : E2 và
(k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ)
Chiều cao h : h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bu lông và kích thước mặt tựa
Xác định theo kích thước nắp ổ hoặc tra bảng b.18-2[2]
E2 = 1,6.d2 ",4( không kể chiều dày thành ổ và K2 = 1,3 d2 ,3
Chiều dày: Khi không có phần lồi
Bề rộng mặt đế hộp K1 và q
Dd xác định theo đường kính dao khoét
Khe hở giữa các chi tiết:
Giữa bánh răng với thành trong hộp Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau
1 ( 3 ÷5 ). @ mmvà phụ thuộc vào loại hộp giảm tốc, lượng dầu bôi trơn trong hộp
L là chiều dài và B là chiều rộng của hộp
Các chi tiết khác
Hình 9 Bu lông vòng 6.2.2.Vòng phớt
Hình 14 Nắp cửa thăm 6.2.7 Nắp ổ
Dung sai
Đối với bánh răng: bộ truyền cấp nhanh là 8, bộ truyền cấp chậm là 9 Đối với trục, then và các rãnh then chọn cấp chính xác là 6 Đối với các lỗ cấp chính xác là 7 Đối với sai lệch của độ song song, độ thẳng góc, độ nghiêng, độ mặt đảo đầu là 6; độ thẳng, phẳng là 7 Độ đồng tâm, đối xứng, giao trục, đảo hướng tâm, độ trụ, độ tròn và profin tiết diện dọc là 6
7.2 Chọn kiểu lắp: Đối với then và bánh răng chọn kiểu lắp H7/k6 Đối với vòng trong chọn kiểu lắp k6 Đối với vòng ngoài chọn kiểu lắp H7
Mối lắp ES(mm) EI(mm) es(mm) ei(mm) Độ dôi lớn nhất Độ hở lớn nhất
Bánh răng Bánh côn dẫn ỉ20 H7/k6 +0,021 0 +0,015 +0,002 +0,015 +0,019
Sai lệch giới hạn của chiều rộng rảnh then Sai lệch giới hạn chiều sâu rảnh then
Trên trục Trên bạc Sai lệch giới hạn trên trục t
Sai lệch giới hạn trên bạc t1
[1] Trịnh Chất - Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 NXB Giáo dục, tái bản lần thứ 11, năm 2012
[2] Trịnh Chất - Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 2 NXB Giáo dục, tái bản lần thứ 11, năm 2012
[3] Nguyễn Trọng Hiệp, Thiết kế chi tiết máy NXB Giáo dục, tái bản lần thứu 3, năm
[4] Lưu Đức Bình, Kỹ thuật đo cơ khí NXB Giáo dục Việt Nam.