L01 final nguyendinhcuong 2112968

ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA CƠ KHÍ Đề tài 1: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Phương án 8 Giảng viên hướng dẫn: Thầy THÂN TRỌNG KHÁNH ĐẠT Sinh viên thực hiện: NGUYỄN ĐÌNH CƯỜNG Mã số sinh viên: 2112968 Lớp: L01 Thành phố Hồ Chí Minh, 08/03/2024 TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY Đề số 1: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Phương án số: 8 Hệ thống dẫn động xích tải gồm: 1- Động cơ điện; 2- Bộ truyền đai thang; 3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ thẳng một cấp; 4- Nối trục đàn hồi; 5- Xích tải. Số liệu thiết kế:  Lực vòng trên xích tải, F(N): 5000  Vận tốc xích tải, v (m/s): 3,5  Số răng đĩa xích tải dẫn, z (răng): 9  Bước xích tải, p(mm): 110  Thời gian phục vụ L, năm: 5  Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ. (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ) Chế độ tải:

ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

KHOA CƠ KHÍ

Đề tài 1: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Phương án 8

Giảng viên hướng dẫn: Thầy THÂN TRỌNG KHÁNH ĐẠT

Thành phố Hồ Chí Minh, 08/03/2024

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

BÀI TẬP LỚN

CHI TIẾT MÁY

Đề số 1: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Phương án số: 8

Hệ thống dẫn động xích tải gồm:

1- Động cơ điện; 2- Bộ truyền đai thang;

3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ thẳng một cấp; 4- Nối trục đàn hồi;

5- Xích tải Số liệu thiết kế:

 Lực vòng trên xích tải, F(N): 5000  Vận tốc xích tải, v (m/s): 3,5  Số răng đĩa xích tải dẫn, z (răng): 9  Bước xích tải, p(mm): 110

 Thời gian phục vụ L, năm: 5

 Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ) Chế độ tải: 𝑇1 = 𝑇 ; 𝑡1 = 46 ; 𝑇2 = 0,85𝑇 ; 𝑡2 = 14

2 Tính toán thiết kế các chi tiết máy:

a Tính toán các bộ truyền hở (đai hoặc xích)

b Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít) c Tính toán thiết kế trục và then

d Chọn ổ lăn và nối trục.

MỤC LỤC

ĐỀ SỐ 1: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI 2

CHƯƠNG I: TÍNH TOÁN LỰA CHỌN ĐỘNG CƠ 6

1 Tính chọn động cơ điện 6

1.1 Chọn hiệu suất bộ truyền hệ thống 6

1.2 Tính công suất cần thiết 6

7 Tính chiều rộng các bánh đai và đường kính d các bánh đai 11

8 Xác định các lực của bộ truyền đai 11

9 Bảng thông số bộ truyền đai 12

CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 13

1 Thông số cho trước 13

2 Chọn vật liệu 13

3 Xác định ứng suất cho phép 13

3.1 Số chu kì làm việc cơ sở: 13

3.2 Ứng suất cho phép: 14

3.3 Ứng suất tiếp xúc cho phép 14

3.4 Ứng suất uốn cho phép 14

4 Chọn hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng 15

11 Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền tiếp xúc 17

12 Kiểm nghiệm bánh răng về độ uốn 18

13 Bảng thông số bộ truyền bánh răng 19

CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ TRỤC 21

1 Thông số cho trước 21

2 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục 21

3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 21

3.1 Trục I 21

3.2 Trục II 22

4 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền 22

5 Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục 23

CHƯƠNG I: TÍNH TOÁN LỰA CHỌN ĐỘNG CƠ

1 Tính chọn động cơ điện

1.1 Chọn hiệu suất bộ truyền hệ thống Hiệu suất truyền động của hệ thống:

𝜂𝑐ℎ= 𝜂đ𝑛𝑏𝑟𝑛𝑜𝑙4𝑛𝑛𝑡= 0,95 ∗ 0,97 ∗ 0,98 ∗ 0,994= 0,867 (1) Theo Bảng 3.3[2], ta chọn:

𝜂đ= 0,95 Hiệu suất bộ truyền đai thang

𝜂𝑏𝑟= 0,97 Hiệu suất hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng một cấp 𝜂𝑜𝑙= 0,99 Hiệu suất 1 cặp ổ lăn

𝜂𝑛𝑡= 0,98 Hiệu suất khớp nối trục đàn hồi 1.2 Tính công suất cần thiết

Công suất làm việc trên trục xích tải: 𝑃𝑙𝑣= 𝐹𝑡𝑣

∑ 𝑃𝑛1 𝑖2𝑡𝑖

∑ 𝑡𝑛1 𝑖 = 𝑃𝑙𝑣⎷

∑𝑛1 𝑇𝑇𝑖 2𝑡𝑖

∑ 𝑡𝑛1 𝑖 = 𝑃𝑙𝑣⎷𝑇𝑇

𝑃𝑐𝑡 =𝑃𝑡đ𝜂𝑐ℎ=

1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ

Số vòng quay trục bộ phận công tác: 𝑛𝑐𝑡=60000𝑣

𝑢đ= 3 Tỉ số truyền bộ truyền đai thang

𝑢𝑏𝑟= 2 Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng trụ 1 cấp Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

𝑛𝑠𝑏= 𝑛𝑐𝑡𝑢𝑐ℎ= 212,12 ∗ 6 = 1272,72𝑣𝑔/𝑝ℎ (7) 1.4 Chọn động cơ điện

Động cơ điện phải có thông số thoả mãn: 𝑃đ𝑐 ≥ 𝑃𝑐𝑡𝑛đ𝑐≈ 𝑛𝑠𝑏 ⇒

𝑃đ𝑐 ≥ 19,52𝑘𝑊𝑛đ𝑐≈ 1272,72𝑣𝑔/𝑝ℎ

2 Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền thực sự:

𝑢𝑐ℎ=𝑛đ𝑐𝑛𝑐𝑡 =

3 Lập bảng thông số đặc tính kỹ thuật 3.1 Tính công suất trên các trục

Công suất trên trục III:

𝑃𝐼𝐼𝐼 = 𝑃𝑐𝑡= 17,5𝑘𝑊 Công suất trên trục II:

𝑃𝐼𝐼 = 𝑃𝐼𝐼𝐼𝜂𝑛𝑡𝑛𝑜𝑙2 =

Công suất trên trục I:

𝑃𝐼 = 𝑃𝐼𝐼𝜂𝑏𝑟𝜂𝑜𝑙2 =

Công suất động cơ điện:

𝑃đ𝑐 =𝑃𝐼𝜂đ =

𝑛𝐼 =𝑛đ𝑐𝑢đ =

Chọn hệ số truyền của nối trục đàn hồi bằng 1:

𝑛𝐼𝐼𝐼 = 𝑛𝐼𝐼 = 212,12𝑣𝑔/𝑝ℎ

Momen xoắn ở trục I:

𝑇𝐼 = 9550 ∗𝑃𝐼

𝑛𝐼 = 9550 ∗19,17

Momen xoắn ở trục II:

𝑇𝐼𝐼 = 9550 ∗𝑃𝐼𝐼

𝑛𝐼𝐼 = 9550 ∗18,22

Momen xoắn ở trục III:

𝑇𝐼𝐼𝐼 = 9550 ∗𝑃𝐼𝐼𝐼

𝑛𝐼𝐼𝐼 = 9550 ∗17,5

3.4 Bảng thông số đặc tính kĩ thuật Trục Thông số

CHƯƠNG II: THIẾT KẾ ĐAI THANG

Ta có:

Theo tiêu chuẩn đai thang ta chọn 𝑑1 = 250𝑚𝑚

Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối 𝜉 = 0,01 Với tỉ số truyền 𝑢 = 3 khi đó ta có: 𝑑2 = 𝑢𝑑1(1 − 𝜉) = 3 ∗ 250(1 − 0,01) = 742,5𝑚𝑚 (20) Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑑2= 800𝑚𝑚

Tỉ số truyền:

𝑢 = 𝑑2𝑑1(1 – 𝜉)=

2100 ≥ 𝑎 ≥ 591 Với 𝑢 = 3 ta có thể chọn sơ bộ 𝑎 = 𝑑2 = 800 (𝑚𝑚) Khi đó ta có chiều dài tính toán của dây đai:

Tính toán lại khoảng cách trục a: 𝑎 =𝑘 + √𝑘2− 8Δ2

Giá trị a vẫn thoả trong khoảng cho phép

4 Tính vận tốc và kiểm tra số vòng chạy trong một ngày Vận tốc đai:

Các hệ số sử dụng:

 Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai:

𝐶𝛼= 1,24 1 − 𝑒−110𝛼1 = 0,93  Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc:

𝐶𝑣 = 1 − 0,05 0,01𝑣2− 1 = 1 − 0,05 0,01 ∗ 19,242− 1 = 0,865  Hệ số xét đến ảnh hưởng tỷ số truyền u:

9,18 ∗ 0,93 ∗ 0,865 ∗ 1,14 ∗ 0,9 ∗ 0,6 ∗ 1,011= 4,39 Ta chọn 𝑧 = 5 đai

𝑑𝑎1= 𝑑1+ 2ℎ0 = 250 + 2 ∗ 5,7 = 261,4𝑚𝑚 (32) 𝑑𝑎2= 𝑑2+ 2ℎ0 = 800 + 2 ∗ 5,7 = 811,4𝑚𝑚 (33) Trong đó: ℎ0= 5,7; 𝑡 = 25,5; 𝑒 = 17 là các giá trị Bảng 4.21[1]

8 Xác định các lực của bộ truyền đai Lực căng đai ban đầu:

𝐹𝑡 𝑒𝑓𝛼+ 1

Để tránh xảy ra hiện tượng trượt trơn ta chọn:

𝐹0= 𝐴 𝜎0 = 𝐴1𝑧 𝜎0 = 230 ∗ 5 ∗ 1,5 = 1725𝑁 (35) Trong đó: 𝜎0 là ứng suất do lực căng ban đầu gây nên, ứng với đai thang ta giới hạn

Lực vòng có ích:

𝐹𝑡=1000𝑃1𝑣1 =

2 = 1725 −

Lực tác dụng lên trục: 𝐹𝑟= 2𝐹0sin 𝛼1

2 = 2 ∗ 1725 ∗ sin (152,55

CHƯƠNG II

9 Bảng thông số bộ truyền đai

CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

1 Thông số cho trước

Công suất truyền 𝑃 = 19,17𝑘𝑊 Momen xoắn 𝑇 = 373,62𝑁𝑚 Tỉ số truyền 𝑢 = 2,31

Số vòng quay trục dẫn 𝑛1= 490𝑣𝑔/𝑝ℎ Số vòng quay trục bị dẫn 𝑛2 = 212,12𝑣𝑔/𝑝ℎ

Thời gian làm việc 𝐿𝐻 = 5 ∗ 300 ∗ 2 ∗ 8 = 24000ℎ

Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

2 Chọn vật liệu

Dựa vào Bảng 6.1[1], chọn thép hợp kim C45 được tôi cải thiện, bánh dẫn có độ rắn lớn hơn bánh bị dẫn nhỏ nhất từ 10÷15HB Ta chọn:

 Bánh nhỏ (bánh dẫn): 𝐻𝐵1 = 260𝐻𝐵  Bánh lớn (bánh bị dẫn): 𝐻𝐵2 = 250𝐻𝐵 3 Xác định ứng suất cho phép

3.1 Số chu kì làm việc cơ sở:

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

𝑁𝐻𝑂1= 30𝐻𝐻𝐵12,4 = 30 ∗ 2602,4= 1,88 ∗ 107 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ (42) 𝑁𝐻𝑂2= 30𝐻𝐻𝐵22,4 = 30 ∗ 2502,4= 1,71 ∗ 107 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ (43) Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:

𝑁𝐹𝑂1 = 𝑁𝐹𝑂2 = 5 ∗ 106 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ Số chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:

𝑁𝐻𝐸 = 60𝑐 𝑇𝑖𝑇𝑖𝑚𝑎𝑥

𝑛𝑖𝑡𝑖 = 60𝑐

𝑡1𝑛𝑖+ 𝑇2𝑇𝑚𝑎𝑥

𝑡2𝑛𝑖 (44) Với:

𝑚𝐻 = 6: bậc của đường cong mỏi

𝑡1=46+1446 𝐿𝐻 =2330𝐿𝐻; 𝑡2 =46+1414 𝐿𝐻 =307 𝐿𝐻; trong đó 𝐿𝐻 = 24000ℎ 𝑐 = 1: số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răng 𝑛𝑖, 𝑡𝑖: số vòng quay và momen xoắn trong chế độ làm việc thứ i Khi đó:

𝑁𝐻𝐸1 = 60 ∗ 1 ∗ 490 ∗ 24000 ∗ 𝑇𝑇

∗ 7

30 = 2,78 ∗ 10

8 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ Tương tự:

CHƯƠNG III

𝑁𝐹𝐸1 = 60𝑐 𝑇𝑖𝑇𝑖𝑚𝑎𝑥

𝑁𝐹𝐸1= 60 ∗ 1 ∗ 490 ∗ 24000 ∗ 𝑇𝑇

Suy ra: 𝐾𝐻𝐿1 = 𝐾𝐻𝐿2 = 𝐾𝐹𝐿1 = 𝐾𝐹𝐿2 = 1 3.2 Ứng suất cho phép:

Dựa vào Bảng 6.13[2] đối với thép C45 tôi cải thiện ta có: Giới hạn mỏi tiếp xúc: 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚𝑜 = 2𝐻𝐵 + 70; 𝑠𝐻 = 1,1

𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚1𝑜 = 2𝐻𝐵1+ 70 = 2 ∗ 260 + 70 = 590𝑀𝑃𝑎 (46) 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚2𝑜 = 2𝐻𝐵2+ 70 = 2 ∗ 250 + 70 = 570𝑀𝑃𝑎 (47) Giới hạn mỏi uốn: 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚𝑜 = 1,8𝐻𝐵; 𝑠𝐹 = 1,75

𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚1𝑜 = 1,8𝐻𝐵1 = 1,8 ∗ 260 = 468𝑀𝑃𝑎 (48) 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚2𝑜 = 1,8𝐻𝐵2 = 1,8 ∗ 250 = 450𝑀𝑃𝑎 (49) 3.3 Ứng suất tiếp xúc cho phép

Dựa vào Công thức 6.33[2] ta có thể xác định sơ bộ được ứng suất tiếp xúc cho từng bánh răng:

Dựa vào Công thức 6.47[2], ta có thể xác định sơ bộ được ứng suất uốn cho từng bánh răng:

𝜎𝐹1 =𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚1

𝑜 𝐾𝐹𝐶

𝑠𝐹 𝐾𝐹𝐿1 = 468 ∗1

𝜎𝐹 =𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚2

𝑜 𝐾𝐹𝐶

𝑠𝐹 𝐾𝐹𝐿2 = 450 ∗1

Trong đó 𝐾𝐹𝐶 là hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, bộ truyền quay 1 chiều ⇒ 𝐾𝐹𝐶 = 1 Với 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚1𝑜 = 468𝑀𝑃𝑎; 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚2𝑜 = 450𝑀𝑃𝑎; 𝑠𝐹1= 𝑠𝐹2= 𝑠𝐹 = 1,75

CHƯƠNG III

4 Chọn hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng

Bánh răng đối xứng các trục, độ cứng 𝐻𝐵1, 𝐻𝐵2 ≤ 𝐻𝐵 350 nên theo Bảng 6.6[1], ta có 𝜓𝑏𝑎 = 0,3 ÷ 0,5, chọn 𝜓𝑏𝑎 = 0,4 theo tiêu chuẩn

Theo Công thức 6.16[1] ta xác định 𝜓𝑏𝑑:

𝜓𝑏𝑑 = 0,53 ∗ 0,4 ∗ (2,31 + 1) = 0,702 Theo Bảng 6.4[2] ta chọn được 𝐾𝐻𝛽 = 1,02; 𝐾𝐹𝛽 = 1,035 5 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng được xác định theo công thức: 𝑎𝑤= 500(𝑢 + 1)

𝑇1𝐾𝐻𝛽𝜓𝑏𝑎 𝜎𝐻 2𝑢

= 500(2,31 + 1) ∗ 373,62 ∗ 1,020,4 ∗ 466,362∗ 2,31

= 204,85𝑚𝑚 (55) Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑎𝑤= 250𝑚𝑚

6 Xác định các thông số ăn khớp Modun răng:

Khi 𝐻1, 𝐻2 ≤ 𝐻𝐵 350 ta sẽ có 𝑚 = (0,01 ÷ 0,02)𝑎𝑤= 2,5 ÷ 5𝑚𝑚 Theo Bảng 6.8[1], ta chọn modun tiêu chuẩn 𝑚 = 4𝑚𝑚

CHƯƠNG III

Đường kính vòng lăn:

𝑑𝑤1 = 𝑑1 = 152𝑚𝑚 𝑑𝑤2 = 𝑑2 = 348𝑚𝑚 Đường kính vòng đỉnh:

𝑑𝑎1 = 𝑑1+ 2𝑚 = 152 + 2 ∗ 4 = 160𝑚𝑚 (62) 𝑑𝑎2 = 𝑑2+ 2𝑚 = 348 + 2 ∗ 4 = 356𝑚𝑚 (63) Đường kính vòng đáy:

𝑑𝑓1= 𝑑1− 2,5𝑚 = 152 − 2,5 ∗ 4 = 142𝑚𝑚 (64) 𝑑𝑓2= 𝑑2− 2,5𝑚 = 348 − 2,5 ∗ 4 = 338𝑚𝑚 (65) Khoảng cách trục chia

𝑎 = 0,5(𝑑1+ 𝑑2) = 0,5(152 + 348) = 250𝑚𝑚 (66) Góc ăn khớp 𝛼𝑡𝑤= 𝛼𝑡 = 𝛼 = 20°

Chiều rộng vành răng

 Bánh bị dẫn: 𝑏2 = 𝜓𝑏𝑎𝑎 = 0,4 ∗ 250 = 100𝑚𝑚  Bánh dẫn: 𝑏1 = 𝑏2+ 5 = 105𝑚𝑚

8 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền Vận tốc vòng bánh răng

𝑣 =𝜋𝑑1𝑛160000=

𝜋 ∗ 152 ∗ 490

Theo Bảng 6.3[2], ta chọn cấp chính xác 8 với 𝑣𝑔ℎ = 6𝑚/𝑠 9 Xác định giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền

Lực pháp tuyến 𝐹𝑛 nằm trên mặt phẳng pháp trùng với mặt phẳng ngang và phân tích thành hai thành phần lực vòng 𝐹𝑡 và lực hướng tâm 𝐹𝑟 :

𝑎𝑤 góc ăn khớp, thường lấy 20°

Nếu xem hai bề mặt răng như hai hình trụ tiếp xúc với nhau, khi đó ta có thể xác định 𝜎𝐻theo công thức Hertz:

𝑑𝑤1∗ 𝑠𝑖𝑛𝛼𝑤+2

CHƯƠNG III

𝜋[𝐸2 1 − 𝜇12 + 𝐸1 1 − 𝜇22 (75) Với:

𝐸1, 𝐸2 là mô đun đàn hồi của vật liệu chế tạo bánh răng dẫn và bánh bị dẫn 𝜇1, 𝜇2 là hệ số Poisson của vật liệu chế tạo cặp bánh răng

Đối với cặp bánh răng bằng thép thì 𝐸1= 𝐸2= 2,1 ∗ 105𝑀𝑃𝑎 và 𝜇1= 𝜇2 = 0,3 Khi đó 𝑍𝑀 = 275𝑀𝑃 𝑎0,5

𝑍𝜖 là hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc: 𝑍𝜖 = 4 − 𝜖𝛼

Giá trị hệ số trung khớp ngang 𝜖𝛼 có thể tính bằng công thức: 𝜖𝛼 = 1,88 − 3,2 1

𝑧2 = 1,88 − 3,2138+

𝑍𝑉 = 0,85𝑣0,1= 0,85 ∗ 3,890,1= 0,974 (79) 𝐾𝑙 hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn 𝐾𝑙= 1 𝐾𝑥𝐻 hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:

CHƯƠNG III Trong đó:

Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám 𝑌𝑅= 1 khi phay và mài răng Hệ số kích thước khi tôi bề mặt và thấm nito

𝑌𝑥= 1,05 − 0,005𝑚 = 1,05 − 0,005 ∗ 4 = 1,03 (82) Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến tập trung tải trọng

𝑌𝛿 = 1,082 − 1,072𝑙𝑜𝑔𝑚 = 1,082 − 1,072𝑙𝑜𝑔4 = 0,978 (83) Suy ra:

𝜎𝐹1 = 267,43 ∗ 1 ∗ 1,03 ∗ 0,978 = 269,4𝑀𝑃𝑎 (84) 𝜎𝐹2 = 257,14 ∗ 1 ∗ 1,03 ∗ 0,978 = 259,03𝑀𝑃𝑎 (85) Xác định 𝑌𝐹 là hệ số dạng răng được tính theo Công thức 6.80[2]

𝜎𝐹1𝑌𝐹1 =

 Bánh bị dẫn:

𝜎𝐹1𝑌𝐹2 =

CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ TRỤC

1 Thông số cho trước

Momen xoắn trên các trục  Trục I: 373,62𝑁𝑚  Trục II: 820,3𝑁𝑚

2 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 có 𝜎𝑏= 600𝑀𝑃𝑎, ứng suất xoắn cho phép [𝜏] =15 ÷ 25𝑀𝑃𝑎

Ta xác định đường kính sơ bộ các trục: 𝑑1 ≥ 10 16𝑇1

𝑑2 ≥ 10 16𝑇2𝜋[𝜏]

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

Hình 10.10 Phác thảo kết cấu trục hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp 3.1 Trục I

Theo Tài liệu [2], ta chọn trục theo kết cấu của Hình 10.16, khi đó ta sẽ có các thông số của trục:

Khoảng cách giữa các ổ trong hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp:

CHƯƠNG IV

Trong đó: 𝑥 = 8 ÷ 15𝑚𝑚 𝑙1= 𝑏1 = 𝜓𝑏𝑎𝑎𝑤

w - tra Bảng 10.3[2] Với 𝑇1= 373,62𝑁𝑚 ta có thể chọn 𝑓 ≥ (70 ÷105)𝑚𝑚, 𝑤 = (40 ÷ 80)𝑚𝑚

Theo Tài liệu [2], ta chọn trục theo kết cấu của Hình 10.16, khi đó ta sẽ có các thông số của trục:

Khoảng cách giữa các ổ trong hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp:

Trong đó: 𝑥 = 8 ÷ 15𝑚𝑚 𝑙2= 𝑏2 = 𝜓𝑏𝑎𝑎𝑤

w – tra Bảng 10.3[2] Với 𝑇2= 820,3𝑁𝑚 ta có thể chọn 𝑓 ≥ (95 ÷ 135)𝑚𝑚, 𝑤 =(55 ÷ 95)𝑚𝑚

CHƯƠNG IV

𝐹𝑛𝑡 = (0,2 ÷ 0,3) ∗ 2 ∗820,3 ∗ 10

160 = (2050,75 ÷ 3076,13)𝑁 (100) Với 𝐷0 = 160 chọn theo Bảng 16.10a[1] Chọn 𝐹𝑛𝑡= 3000𝑁

𝑅𝐴𝑦 = 2529,5𝑁𝑅𝐶𝑦= 4091,7𝑁Xét mặt phẳng Oxz, vì lực 𝐹𝑡1 nằm đối xứng 2 bên ổ nên

𝑅𝐴𝑥= 𝑅𝐶𝑥 =𝐹𝑡12 =

2 = 2458𝑁

CHƯƠNG IV

Vẽ biểu đồ momen như hình với

𝑀𝐵𝑥= 𝑅𝐴𝑦∗ 102,5 ∗ 10−3= 259,27𝑁𝑚 𝑀𝐶𝑥 = 𝐹𝑟∗ 100 ∗ 10−3= 335,15𝑁𝑚 𝑀𝐵𝑦 = 𝑅𝐴𝑥∗ 102,5 ∗ 10−3= 251,95𝑁𝑚 Momen xoắn 𝑇1 = 373,62𝑁𝑚

CHƯƠNG IV

𝑀𝑡𝑑𝑗 = 𝑀𝑗2+ 0,75𝑇𝑗2; 𝑀𝑗 = 𝑀𝑥𝑗2 + 𝑀𝑦𝑗2 (101) Với 𝑀𝑥𝑗; 𝑀𝑦𝑗 là hai momen uốn trong hai mặt phẳng vuông góc với nhau tại tiết diện j, giá trị tương ứng trong các biểu đồ momen trên Khi đó ta có momen tương đương tại các điểm trên trục được xác định:

𝑀𝑡𝑑𝐴= √02+ 02+ 0,75 ∗ 02 = 0𝑁𝑚 (102) 𝑀𝑡𝑑𝐵= √259,272+ 251,952+ 0,75 ∗ 373,622 = 485,17𝑁𝑚 (103) 𝑀𝑡𝑑𝐶 = √335,152+ 02+ 0,75 ∗ 373,622 = 465,85𝑁𝑚 (104) 𝑀𝑡𝑑𝐷= √02+ 02+ 0,75 ∗ 373,622 = 323,56𝑁𝑚 (105) Ta nhận thấy trên trục này thì tiết diện nguy hiểm nhất là tại vị trí B:

𝑑𝐵 ≥ 10 ∗ 32𝑀𝑡𝑑𝐵𝜋[𝜎]

= 10 ∗ 32 ∗ 485,17𝜋 ∗ 70

Ta xét đến việc có then tại vị trí mayơ của bánh răng nên tại tiết diện B ta tăng giá trị đường kính lên 10% Khi đó theo kết cấu: 𝑑𝐵= 50𝑚𝑚

Tại các vị trí còn lại của trục:

𝑑𝐶 ≥ 40,774𝑚𝑚 nên ta chọn 𝑑𝐶 = 𝑑𝐴= 45𝑚𝑚 (vì A và C lắp ổ lăn nên chọn theo tiêu chuẩn ổ lăn)

𝑑𝐷 ≥ 36,11𝑚𝑚 nên ta chọn 𝑑𝐷 = 38𝑚𝑚

2 = 894,65𝑁 Xét mặt phẳng Oxz ta có:

𝐹𝑥 = 0 ⟺ 𝐹𝑛𝑡− 𝑅𝐺𝑥− 𝐹𝑡2+ 𝑅𝐸𝑥= 0

𝑀𝑦(𝐸) = 0 ⟺ 𝐹𝑡2∗ 107,5 + 𝑅𝐺𝑥∗ 215 − 𝐹𝑛𝑡∗ 350 = 0 Từ hai phương trình trên ta xác định được:

𝑅𝐺𝑥= 2425,7𝑁𝑅𝐸𝑥= 4341,7𝑁Vẽ biểu đồ momen như hình với:

𝑀𝐹𝑥= 𝑅𝐸𝑦∗ 107,5 ∗ 10−3= 96,17𝑁𝑚 𝑀𝐺𝑦 = 𝐹𝑛𝑡∗ 135 ∗ 10−3= 405𝑁𝑚 𝑀𝐹𝑦= 𝑅𝐸𝑥∗ 107,5 ∗ 10−3= 466,74𝑁𝑚

Momen xoắn 𝑇2 = 820,3𝑁𝑚

CHƯƠNG IV

CHƯƠNG IV

T

CHƯƠNG IV

Đường kính các đoạn trục:

Theo Bảng 10.2[2], với 𝑑1 = 63𝑚𝑚, ta chọn [𝜎] = 70𝑀𝑃𝑎 Momen tương đương tại tiết diện j:

𝑀𝑡𝑑𝑗 = 𝑀𝑗2+ 0,75𝑇𝑗2; 𝑀𝑗 = 𝑀𝑥𝑗2 + 𝑀𝑦𝑗2

Với 𝑀𝑥𝑗; 𝑀𝑦𝑗 là hai momen uốn trong hai mặt phẳng vuông góc với nhau tại tiết diện j, giá trị tương ứng trong các biểu đồ momen trên Khi đó ta có momen tương đương tại các điểm trên trục được xác định:

𝑀𝑡𝑑𝐸 = √02+ 02+ 0,75 ∗ 02= 0 (107) 𝑀𝑡𝑑𝐹 = √96,172+ 466,742+ 0,75 ∗ 820,32 = 855,43𝑁𝑚 (108) 𝑀𝑡𝑑𝐺= √02+ 4052+ 0,75 ∗ 820,32= 817,73𝑁𝑚 (109) 𝑀𝑡𝑑𝐻 = √02+ 02+ 0,75 ∗ 820,32= 710,4𝑁𝑚 (110) Ta thấy trên trục này tiết diện nguy hiểm nhất là tại vị trí F:

𝑑𝐹 ≥ 10 ∗ 32𝑀𝑡𝑑𝐹𝜋 ∗ [𝜎]

= 10 ∗ 32 ∗ 855,43𝜋 ∗ 70

Ta xét đến việc có then tại vị trí mayơ của bánh răng nên tại tiết diện F ta tăng giá trị đường kính lên 5% Khi đó theo kết cấu: 𝑑𝐹 = 60𝑚𝑚

Tại các vị trí còn lại của trục:

𝑑𝐺 ≥ 49,19𝑚𝑚 nên ta chọn 𝑑𝐺 = 𝑑𝐸 = 55𝑚𝑚 (do tại G và E lắp ổ lăn nên ta chọn theo tiêu chuẩn ổ lăn)

6 Kiểm nghiệm then

Thông số của then được tra theo Bảng 9.1a[1] Then sử dụng ở đây là then bằng:

𝜎𝑑 =2𝑇 ∗ 10

3

d: đường kính trục tại vị trí sử dụng then 6.1 Trục I

Theo Bảng 9.1a[1] ta có:  Then tại B

Trục có một then, với đường kính 𝑑 = 50𝑚𝑚, ta chọn then có chiều rộng 𝑏 = 14𝑚𝑚; chiều cao ℎ = 9𝑚𝑚, chiều sâu rãnh then trên trục 𝑡1 = 5,5𝑚𝑚, chiều sâu rãnh then trên mayơ 𝑡2 = 3,8𝑚𝑚 Chọn chiều dài l của then theo tiêu chuẩn 𝑙 = 70𝑚𝑚

Kiểm tra then theo độ bền dập: 𝜎𝑑 =2𝑇 ∗ 103

𝑑𝑡2𝑙𝑙 =

2 ∗ 373,62 ∗ 103

50 ∗ 3,8 ∗ 56 = 70,23𝑀𝑃𝑎 < 𝜎𝑑 = (130 ÷ 180)𝑀𝑃𝑎 (114) Với 𝑙𝑙= 𝑙 − 𝑏 = 70 − 14 = 56𝑚𝑚

Kiểm tra then theo độ bền cắt: 𝜏𝑑 =2𝑇 ∗ 10

𝑑𝑏𝑙𝑙 =

2 ∗ 373,62 ∗ 103

50 ∗ 14 ∗ 56 = 19,06𝑀𝑃𝑎 < 𝜏𝑑 = 90𝑀𝑃𝑎 (115)  Then tại D

Trục có một then, với đường kính 𝑑 = 38𝑚𝑚, ta chọn then có chiều rộng 𝑏 = 10𝑚𝑚; chiều cao ℎ = 8𝑚𝑚, chiều sâu rãnh then trên trục 𝑡1 = 5𝑚𝑚, chiều sâu rãnh then trên mayơ 𝑡2 = 3,3𝑚𝑚 Chọn chiều dài l của tthen theo tiêu chuẩn 𝑙 = 70𝑚𝑚

Kiểm tra then theo độ bền dập: 𝜎𝑑 =2𝑇 ∗ 10

𝑑𝑡2𝑙𝑙 =

2 ∗ 373,62 ∗ 103

38 ∗ 3,3 ∗ 60 = 99,31𝑀𝑃𝑎 < 𝜎𝑑 = (130 ÷ 180)𝑀𝑃𝑎 (116) Với 𝑙𝑙= 𝑙 − 𝑏 = 70 − 10 = 60𝑚𝑚

Kiểm tra then theo độ bền cắt: 𝜏𝑑 =2𝑇 ∗ 103

𝑑𝑏𝑙𝑙 =

2 ∗ 373,62 ∗ 103

38 ∗ 10 ∗ 60 = 32,77𝑀𝑃𝑎 < 𝜏𝑑 = 90𝑀𝑃𝑎 (117) 6.2 Trục II

Theo Bảng 9.1a[1] ta có:  Then tại F

Trục có một then, với đường kính 𝑑 = 60𝑚𝑚, ta chọn then có chiều rộng 𝑏 = 18𝑚𝑚; chiều cao ℎ = 11𝑚𝑚, chiều sâu rãnh then trên trục 𝑡1 = 7𝑚𝑚, chiều sâu rãnh then trên mayơ 𝑡2 = 4,4𝑚𝑚 Chọn chiều dài l của tthen theo tiêu chuẩn 𝑙 = 80𝑚𝑚 Kiểm tra then theo độ bền dập:

𝜎𝑑 =2𝑇 ∗ 103𝑑𝑡2𝑙𝑙 =

2 ∗ 820,3 ∗ 103

60 ∗ 4,4 ∗ 62 = 100,23𝑀𝑃𝑎 < 𝜎𝑑 = (130 ÷ 180)𝑀𝑃𝑎 (118)