đồ án cơ sở thiết kế máy đề tài thiết kế và tính toán hộp giảm tốc

Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước.. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết k

TRƯỜNG ĐẠI HỌC THỦY LỢI KHOA KĨ THUẬT CƠ KHÍ BỘ MÔN CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ

  

ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

Đề Tài: Thiết Kế Và Tính Toán Hộp Giảm Tốc

GVHD: TS.Phan Bình Nguyên Lớp: 63CTM

Sinh viên: Nguyễn Quý Ngọc

MSV: 2151052602

Hà Nội, 2023

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí

Trong thực tế ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu Đồ án cơ sở thiết kế máy giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Cơ học cơ sở, Sức bền vật liệu, Cơ sở thiết kế máy, Đồ hoạ kỹ thuật, Vẽ cơ khí và giúp chúng ta có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như: bánh răng, ổ lăn, bulong, trục…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện chúng ta có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ Cơ khí, đây là điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí

Em xin chân thành cảm ơn thầy Ts.Phan Bình Nguyên đã giúp đỡ em rất

nhiều trong quá trình thực hiện đồ án này

Ký duyệt Sinh viên thực hiện Ngọc

Nguyễn Quý Ngọc

PHẦN II TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 4

2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền xích: 5

2.1.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích 9

2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ nghiêng 10

2.2.1 Chọn vật liệu bánh răng 10

2.2.4 Xác định các thông số ăn khớp BT bánh răng trụ nghiêng 13

2.2.5 Xác định chính xác ứng suất cho phép 14

2.2.6, Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng nghiêng 15

2.2.7, Xác định các thông số khác của bộ truyền bánh răng nghiêng: 18

2.2.8, Tổng hợp các thông số bộ truyền bánh răng nghiêng: 19

Phần III : Tính toán và thiết kế trục 19

3.1 Các lực tác dụng lên bộ truyền: 19

3.2 Chọn vật liệu 20

3.3 Xác định sơ bộ đường kính trục 20

3.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ trục và điểm đặt lực 20

3.5 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ trục và điểm đặt lực 20

3.6 Xác định các phản lực và đường kính tại các đoạn trục 23

PHẦN 4: TÍNH CHỌN KHỚP NỐI, THEN, Ổ LĂN 36

4.1 Then 36

4.1.1 Chọn tiết diện then 37

4.1.2 Tính kiểm nghiệm then 37

Đồ án cơ sở thiết kế máy Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

Đề 3.1: Động cơ - khớp nối - bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng – xích - xích tải

4 Bộ truyền xích ống con lăn

Một năm làm việc (ngày) 300

Thời gian 01 ca làm việc 8 Đặc tính tải trọng Va đập nhẹ

Điều kiện làm việc Đạt yêu cầu

PHẦN I : TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC 1.1 Chọn động cơ điện :

Xác định công suất làm việc:

P𝑙𝑣 = F v1000=

4390 0,90

1000 = 3,95 (kW)

Xác định hiệu suất hệ dẫn động:

η = ηol3 ηkn ηx ηbr (1) Chọn:

Hiệu suất của một cặp ổ lăn : ol= 0,994

Hiệu suất của bộ truyền xích : η𝑥 =0,92 Hiệu suất của bộ truyền bánh răng : ηbr = 0,97 Hiệu suất của khớp nối: ηk = 1 Thay số vào (1) ta có:

η = 0,9943 1 0,92 0,97 = 0,87

Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là :

Pct = P𝑙𝑣η =

0,87 = 4.54 (kW)

Xác định số vòng quay trên trục công tác :

Vận tốc của xích tải : v = 0,90 (m/s) Số răng trên xích tải: z =13

Bước xích tải: p = 80 => nlv = 60000.v

z.p = 60000 0,90

13 80 = 51,92 ( vph)

Xác định tỉ số truyền :

Chọn sơ bộ : Tỉ số truyền của bộ truyền trong: ubr = 4 Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài: ux = 4,5

1.2 Phân phối tỉ số truyền :

Xác định tỉ số truyền chung thực tế của hệ dẫn động:

ut= nđc

nlv = 950

51,92 = 18,3

Phân phối tỉ số truyền:

Chọn tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng: 𝑢𝑏𝑟 = 4 u𝑥 = u𝑡

ubr =18,3

4 = 4,575

1.3 Tính các thông số trên các trục:

Xác định công suất trên các trục :

Công suất trên trục II là :

PII = Plvηol ηx =

0,994 0,92 = 4,32 (kW) Công suất trên trục I là :

PI = PIIηol ηbr =

4,32

0,994 0,97= 4,48 (kW) Công suất trên trục động cơ là:

Pđc∗ = PIηk ηol =

Số vòng quay trên trục II: nII = nI

ubr = 950

4 = 237,5 (vg/ph) Số vòng quay trên trục làm việc: nlv = nII

ux = 237,5

4,575 = 51,92 (vg/ph)

Mômen xoắn trên các trục

Mômen xoắn trên trục động cơ là :

Tđc = 9,55 106.Pđc∗

nđc = 9,55 10

950 = 45317,26 (N mm) Mômen xoắn trên trục I là :

TI = 9,55 106.PI

nI = 9,55 10

950 = 45035,79 (N mm) Mômen xoắn trên trục II là :

TII = 9,55 106.PII

nII = 9,55 10

6 4,32

237,5 = 173709,47 (N mm) Mômen xoắn trên trục làm việc là :

2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền xích:

Số răng 𝑍2là : 𝑍2 = u𝑥 𝑍1 = 4,575 21 = 96,075 Chọn số răng 𝑍2 bằng 95

Tỷ số truyền thực tế là :

𝑢𝑡 = 𝑍2𝑍1 =

21 = 4,524 Sai lệch tỷ số truyền :

Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: 𝑘0 = 1

Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích: 𝑘𝑎 = 1 Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích: 𝑘đ𝑐 = 1,25 Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn: 𝑘𝑏𝑡 = 1,3

Hệ số tải trọng động: 𝑘đ = 1,3

Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền: 𝑘𝑐 = 1,25

Thay vào (1) ta có:

𝑘 = 1 1 1,25 1,3 1,3 1,25 = 2,64 Công suất tính toán là:

𝑃𝑡 = 𝑃 𝑘 𝑘𝑧 𝑘𝑛 (2) Trong đó:

Công suất bộ truyền: 𝑃 = 𝑃𝐼𝐼 = 4,32(kW) Hệ số sử dụng: 𝑘 = 2,64

Hệ số răng: 𝑘𝑧 =𝑧01𝑧1 = 25

21 = 1,19 Hệ số vòng quay: 𝑘𝑛 = 𝑛01

𝑛1 = 400

237,5= 1,68 Thay vào (2) ta có:

𝑃𝑡 = 4,32 2,64 1,19 1,68 = 22,8(kW) Tra bảng 5.5 ta được:

Bước xích: 𝑝 = 31,75 (mm)

Đường kính chốt: 𝑑𝑐 = 9,55 (mm) Chiều dài ống: 𝐵 = 27,46 (mm) Công suất cho phép: [𝑃] = 32(kW)

2.1.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích

Chọn sơ bộ khoảng cách trục:

𝑎 = 40𝑝 = 40 31,75 = 1270 (mm) Số mắt xích là:

𝑥 = 2𝑎𝑝 +

𝑍1+ 𝑍2

(𝑍2− 𝑍1)2 𝑝4 𝜋2 𝑎𝑥 = 2 1270

Tính lại khoảng cách trục là:

= 1278,83(mm)

Để xích không quá căng cần giảm:

∆𝑎 = 0,003 𝑎∗ = 0,003 1278,83 = 3,83 Do vậy:

𝑎𝑐𝑥 = 𝑎∗− ∆𝑎 = 1270 − 3,83 = 1266(mm) Số lần va đập của xích là:

𝑖 =𝑍1 𝑛115 𝑥 =

21 237,5

15 146 = 2,34 (1𝑠) Tra bảng 5.9, ta chọn :

Số lần va đạp cho phép : [𝑖] = 25 (1𝑠) => 𝑖 < [𝑖]

2.1.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền

Tra bảng 5.2, ta được:

Tải trọng phá hỏng: 𝑄 = 88,5 (kN) Khối lượng 1m xích: 𝑞𝑝 = 3,8 (kg) Chọn: 𝑘đ = 1,3

Vận tốc: 𝑣 =𝑍1.𝑝.𝑛1

60000 =21 31,75 237,5

60000 = 2,64 (mms ) Lực vòng: 𝐹𝑡 = 1000.𝑃

Suy ra: 𝐹0 = 9,81 6 3,8 1266 10−3 = 284,84 (N) Hệ số an toàn: 𝑠 = 𝑄

𝑘đ.𝐹𝑡+𝐹0+𝐹𝑣 = 88,5 103

1,3 1636,36 + 284,84 + 26,48 = 36,30 Tra bảng 5.10, ta đc hệ số an toàn cho phép: [𝑠] = 10,2

Vì 𝑠 > [𝑠] nên bộ truyền xích đảm bảo độ bền va đập

2.1.6 Xác định thông số đĩa xích

Đường kính vòng chia 𝑑1 là: 𝑑1 = 𝑝

𝑠𝑖𝑛 (𝑍𝜋1) =

𝑠𝑖𝑛 (21)𝜋 = 213,03(mm) Đường kính vòng chia 𝑑2 là:

𝑑2 = 𝑝𝑠𝑖𝑛 (𝑍𝜋

2) =

𝑠𝑖𝑛 (95)𝜋 = 960,27 (mm) Đường kính đỉnh răng 𝑑𝑎1 là:

𝑑𝑎1 = 𝑝 [0,5 + 𝑐𝑜𝑡 (𝜋

𝑍1)] = 31,75 [0,5 + 𝑐𝑜𝑡 (𝜋

21)] = 226,52(mm) Đường kính đỉnh răng 𝑑𝑎1 là:

𝑑𝑎2 = 𝑝 [0,5 + 𝑐𝑜𝑡 (𝜋

𝑍2)] = 31,75 [0,5 + 𝑐𝑜𝑡 (𝜋

95)] = 975,62(mm) Bán kính đáy răng là:

𝑟 = 0,5025 𝑑1′ + 0,05 Tra bảng 5.2, ta được: 𝑑1′ = 19,05 (mm) Suy ra:

𝑟 = 0,5025 19,05 + 0,05 = 9,62(mm) Đường kính chân răng là:

𝑑𝑓1 = 𝑑1− 2 𝑟 = 213,03 − 2 9,62 = 193,75(mm) 𝑑𝑓2 = 𝑑2− 2 𝑟 = 960,27 − 2 9,62 = 941,03(mm) Độ bền tiếp xúc của răng đĩa xích:

𝜎𝐻 = 0,47 √𝑘𝑟 (𝐹𝑡 𝐾đ+ 𝐹𝑣đ) 𝐸𝐴 𝑘𝑑

𝜎𝐻 = 0,47 √0,48 (1636,36 1,3 + 9,88) 2,1.105

262 1,3 = 373,78(MPa) Tra bảng 5.11, ta chọn:

Vật liệu đĩa xích là: Thép 45,45T,50, 50T tôi, ram

Ứng suất tiếp xúc cho phép là: [𝜎𝐻] = 800 … 900(MPa)

2.1.7 Xác định lực tác dụng lên trục

Ta có: 𝑘𝑥 = 1,15 do 𝛽 = 180 độ( 𝑁ằ𝑚 𝑛𝑔𝑎𝑛𝑔) Suy ra: 𝐹𝑟 = 𝑘𝑥 𝐹𝑡 = 1,15 1636,36 = 1881,81(N)

2.1.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ 𝑑𝑎1 226,52 Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn 𝑑𝑎2 975,62

Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ 𝑑𝑓1 193,75 Đường kính chân răng đĩa xích lớn 𝑑𝑓2 941,03

2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ nghiêng

2.2.1 Chọn vật liệu bánh răng

Chọn vật liêu nhóm I: HB ≤ 350

Ta chọn đọ cứng bánh răng nhỏ > bánh răng lớn từ 10÷15 HB Bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện độ rắn:

HB 241 285, 𝜎𝑏 = 850 𝑀𝑃𝑎, 𝜎𝑐ℎ = 580 𝑀𝑃𝑎 Chọn HB1 = 245

Bánh răng lớn: Thép 45 tôi cải thiện độ rắn: HB 192 240, 𝜎𝑏 = 750 𝑀𝑃𝑎, 𝜎𝑐ℎ = 450 𝑀𝑃𝑎 Chọn HB2 = 230

2.2.2 Xác định sơ bộ ứng suất cho phép

[σH ] = σH lim0

SH KHL[σF ] = σF lim

SF KFC KFLTrong đó:

KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải KFC = 1 khi đặt tải 1 phía SH,SF – Hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: Tra bảng 6.2 Tr94 với :

➢ Bánh răng chủ động : SH1 = 1,1 SF1 = 1,75 ➢ Bánh răng bị động : SH2 = 1,1 SF2 = 1,75

σH lim0 , σF lim0 : Giới hạn bền mỏi tiếp xúc và giới hạn bền mỏi uốn CT bảng 6.2 {σH lim

0 = 2 HB + 70σH lim0 = 1,8 HB ⇒ Bánh chủ động:

{σH lim1

0 = 2 HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 (MPa)σF lim10 = 1,8 HB1 = 1,8.245 = 441(MPa)Bánh bị động :

{σH lim2

0 = 2 HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530(MPa)σF lim20 = 1,8 HB2 = 1,8.230 = 414 (MPa)

KHL, KFL – hệ số tuổi thọ, với:

KHL = √NH0NHE

KFL = √NF0NFE

mH, mF – bậc của đường cong mỏi HB < 350, mH = mF = 6

NH0, NF0 – Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở NH0 = 30HB2.4, NF0=4.106với thép:

=> {

NH01 = 30 HHB12,4 = 30 2452,4 = 1,6 107NH02 = 30 HHB22,4 = 30 2302,4 = 1,39 107

NF01 = NF02 = 4 106

NHE, NFE – Số chu kỳ chịu tải: NHE = NFE = 60.c.n.tƩ

• NHE1 = 60 c 𝑛1 𝑡𝛴 = 60 1 950 (5 300 2 8) = 13,68 108

NHE2 = 60 c 𝑛2 𝑡𝛴 = 60 1 237,5 (5 300 2 8) = 3,42 108• NFE1 = NHE1 = 13,68 108

Do vậy ta có :

[σH1] = σH lim10

SH1 KHL1 = 560

1,1 1 = 509,09(MPa)[σH2] = σH lim2

SH2 KHL2 = 530

1,1 1 = 481,8 (MPa)[σF1] = σF lim1

SF1 KFC KFL1 =

1,75 = 252 (MPa)[σF2] = σF lim2

SF2 KFC KFL1 =

1,75 = 236,57 (MPa) Do đây là bộ truyền bánh răng trụ nghiêng nên:

[𝜎𝐻] = [𝜎𝐻1] + [𝜎𝐻2]

509,09 + 481,82

= 495,445 𝑀𝑃𝑎 < 1,25 [𝜎𝐻𝑚𝑖𝑛] =602,25 MPa

2.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục BT bánh răng trụ nghiêng

aw = Ka(u + 1)√ T1 KHβ[σH]2 u ψba

Trong đó:

Ka: Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng Tra bảng 6.5

=> Ka = 43 đối với bánh răng nghiêng, vật liệu bánh nhỏ và lớn là thép – thép u: Tỉ số truyền, với: ubr = 4

[σH]sb: Ứng suất tiếp xúc cho phép, với: [σH]sb = 495,445 (MPa) T1: Momen xoắn trên trục chủ động, với: T1 = 45035,79

Ψba: Hệ số chiều rộng vành răng Tra bảng 6.6 được Ψba = 0,4

=> ψbd = 0,53 ψba (ubr + 1) = 0,53 0,4 (4 + 1) = 1,06

KHβ: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7 được: KHβ = 1,05

Vậy :

aw = 43 (4 + 1)√ 45035,79 1,05495,445 2 4 0,4

Tra bảng 6.8, chọn môđun pháp theo tiêu chuẩn với m = 1,5 (mm) - Xác định số răng:

Chọn sơ bộ góc nghiêng β từ 8o ÷ 20o (chọn β = 10o) Tính chọn Z1:

Z1 = 2.aw.cos β

m(𝑢𝑏𝑟+1) = 2 110 cos 10°

1,5(4 + 1) = 28,88 => Chọn Z1 = 28 răng

Tính chọn Z2:

Z2 = 𝑢 Z1 = 4 27 = 112 => Chọn Z2 = 112 răng

Tỉ số truyền thực: 𝑢𝑡 = Z2

Z1 = 4 Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền:

𝛥𝑢 = |𝑢𝑡− 𝑢𝑏𝑟

𝑢𝑏𝑟 | 100% = |4 − 4

4 | 100% = 0% < 4%

- Xác định góc nghiêng của răng: cosβ = m(Z1+Z2)

2.aw = 1,5 (28+112)

2 110 = 0,954 => β = 17,34°

Xác định góc ăn khớp αtw:

Tra bảng 6.11 ta được góc 𝛼 = 20° => αt = αtw = arctan (𝑡𝑎𝑛𝛼

𝑐𝑜𝑠𝛽) = arctan ( 𝑡𝑎𝑛20°

cos17,34𝑜) = 20,87° Góc nghiêng răng trên trục cơ sở:

βb = arctan(𝑐𝑜𝑠αt tanβ) = arctan(𝑐𝑜𝑠20,87° tan17,34°) = 16,26°

2.2.5 Xác định chính xác ứng suất cho phép

a, Xác định vận tốc vòng của bánh răng

Vận tốc vòng của bánh răng trụ:

v = πdw1n160000Trong đó:

dω1: đường kính vòng lăn bánh nhỏ

dw1 = 2 awut+ 1 =

2 110

4 + 1 = 44 (𝑚𝑚) dω2: đường kính vòng lăn bánh lớn

dw2 = ut dw1 = 4 44 = 176 (𝑚𝑚) Vậy:

v = π dw1 n160000 =

π 44 950

60000 = 2,188 (𝑚𝑚

𝑠 ) = 2,188 10−3(𝑚

𝑠)

b, Xác định ứng suất cho phép - Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σH] = [σH]𝑠𝑏 ZR Zv KxH• [σH]sb - Ứng suất cho phép sơ bộ đã tính ở trên

• ZR - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt răng làm việc, chọn ZR = 0,95 (Tr91)

• Zv - Hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng, với v < 5 m/s => Zv = 1

• KxH - Hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng, chọn KxH = 1 (Tr91) Vậy:

[σH] = 495,445 0,95 1 1 = 470,67 (MPa)

- Ứng suất uốn cho phép:

[σF1] = [σFsb1] YR Ys KxF[σF2] = [σFsb2] YR Ys KxF

• YR - Hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng, với YR = 1 (Tr92)

• YS - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất (Tr92) Ys = 1,08 − 0,0695 ln(𝑚) = 1,08 − 0,0695 ln(1,5) = 1,05 • KxF – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn,

chọn KxF = 1 (Tr92) Vậy:

[σF1] = 252 1 1,05 1 = 264,6 (MPa) [σF2] = 236,57 1 1,05 1 = 248,4 (MPa)

2.2.6, Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng nghiêng

a, Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:

ZH = √ 2 cosβb

sin(2 αtw) = √

2 cos17,34°

sin(2 20,87°) = 1,7 βb – Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

- Xác định chiều rộng vành răng bw:

bw1 = Ψba aw = 0,4 110 = 44 (mm) Ψba: Hệ số chiều rộng vành răng Tra bảng 6.6 được Ψba = 0,4 - Xác định Zε – Hệ số trùng khớp theo εα và εβ

• εα – Hệ số trùng khớp ngang

ℇα = 1,88 − 3,2 ( 1Z1−

Z2) cos 𝛽 = 1,88 − 3,2 ( 128−

112) 0,954 = 1,79 • εβ – Hệ số trùng khớp dọc

ℇβ = bw1 𝑠𝑖𝑛𝛽m 𝜋 =

44 𝑠𝑖𝑛17,34°

1,5 𝜋 = 2,78 Vì εβ >1 nên:

Zℇ = √1ℇα = √

𝑠) ta được cấp chính xác là 9 và KHα = 1,13

• KHv – Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Tra bảng 6.13 Tr106 & phụ lục 2.3 Tr250 ta được KHv = 1,03

=> 𝐾𝐻 = 1,05 1,13 1,03 = 1,22

b, Kiểm nghiệm về độ bền uốn

σF1 = 2 T1 KF Yε Yβ YF1

bw dw1 m < [σF1] σF2 =σF1 YF2

• KFv – Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn Tra bảng 6.13 Tr106 & phụ lục 2.3 Tr250 ta được KFv =1,07

=> 𝐾𝐹 = 1,1 1,37 1,07 = 1,61

- Xác định hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Yε:

Yℇ = 1ℇα =

1,79 = 0,558 - Xác định hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

Y𝛽 = 1 − 𝛽

140°= 1 −

140° = 0,87

- Xác định hệ số dạng răng YF1 và YF2: Số răng tương đương Z1v; Z2v:

𝑍𝑣1 = 𝑍1𝑐𝑜𝑠3𝛽 =

𝑐𝑜𝑠317,34°= 32,2 𝑍𝑣2 = 𝑍2

= 99,2 (𝑀𝑃𝑎) < [σF1] (Thỏa mãn) • σF2 = σF1.YF2

df1 = dw1− 2,5 𝑚 = 44 − 2,5 1,5 = 40,25 (𝑚𝑚) df2 = dw2− 2,5 𝑚 = 176 − 2,5 1,5 = 172,25 (𝑚𝑚) • Lực vòng:

Ft1 = Ft2 = 2 45035,79

44 = 2047,08 (𝑁) • Lực hướng tâm:

Fr1 = Fr2 = Ft1 tan (𝑎𝑡𝑤)

2124,33 𝑡𝑎𝑛20,87°

𝑐𝑜𝑠17,34° = 817,63 (𝑁) • Lực dọc trục:

Fa1 = Fa2 = Ft1 tan(𝛽) = 2047,08 𝑡𝑎𝑛17,34° = 639,16 (𝑁)

2.2.8, Tổng hợp các thông số bộ truyền bánh răng nghiêng:

cos 𝛽 = 817,63 𝑁

𝐹𝑎1 = 𝐹𝑎2 = 𝐹𝑡1 𝑡𝑔𝛽 = 639,16 𝑁

- Lực từ khớp nối tác dụng lên trục:

𝑇𝑡 = 𝑘 𝑇 = (1,2 ÷ 1,5) 45317,26 = 67975,89 𝑁𝑚𝑚 ≤ [𝑇] = 125000𝑁𝑚 Tra bảng 16.10/tr68 tập 2 : Dt = D0 = 90 mm

= 22,41 mm; dsb2 =√ TII0,2.20

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

- Từ dk và bảng 10.2/tr189 ⇒chiều rộng b0 của ổ lăn: d1 = 25 mm⇒b0 = 17 mm

d2 = 35 mm⇒b0 = 21 mm - Chiều dài mayơ của:

+ Chiều dài mayơ BR trụ nghiêng Trục I:

lm13 = ( 1,2 ÷ 1,5)d1 = 30 ÷ 37,5 (mm) Mà chiều rộng vành răng bw = 44 mm Chọn lm13 = 44 mm

+ Nối trục vòng đàn hồi: lm12 = (1,4 ÷ 2,5)d1 = 35 ÷ 62,5 (𝑚𝑚) Chọn lm12 = 53 mm

+ Chiều dài mayơ BR trụ nghiêng Trục II: lm23 = (1,2 ÷ 1,5)d2 = 42 ÷ 52,5 (𝑚𝑚) Chọn lm23 = 44 mm

+ Đĩa xích: lm22 = ( 1,2÷1,5)d2 Chọn lm22 = 53 mm Từ bảng 10.4/tr191, tính được:

• Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục Sử dụng các kí hiệu

k: Số thứ tự của trục trong HGT

i: số thứ tự của tiết diện trục lắp chi tiết

lk1: khoảng cách giữa gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

lki: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k lmki: chiều dài may ơ chi tiết quay thứ i lắp trên trục k

lcki: khoảng công xon trên trục k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài HGT đến gối đỡ

bki: chiều rộng bánh răng thứ i trên trục k

Trục I:

Bảng 10.3/tr189 : k1 = 10; k2 = 10, 𝑘3=20, ℎ𝑛=20l12 = 0,5( lm12 + b0) + k3 + hn

= 0,5( 53 + 17) + 20 + 20 = 75 mm; l13 = 0,5( lm13 + b0) + k1 + k2

= 0,5.(44 +17) + 10 + 10 = 50,5 mm l11 = 2 l13 = 2 50,5 = 101 mm

Trục I 𝑙12 = 75 mm 𝑙13= 50,5 mm 𝑙11 = 101 mm

Trục II:

Bảng 10.3/tr189 : k1 = 10; k2 = 8, 𝑘3=20, ℎ𝑛=20 l23 = 0,5(lm23 + b0) + k1 + k2

= 0,5(44 +21) + 10 + 8 = 50,5 mm; l21 = 2l23 = 2 50,5 = 101 mm

l22 = 0,5.(lm22 + b0 )+ k3 + hn

= 0,5.(53 + 21)+ 20 + 20 = mm

Trục II 𝑙23 = 50,5 mm 𝑙21=101 mm 𝑙22= 77 mm

3.6 Xác định các phản lực và đường kính tại các đoạn trục

Trục I:

-Sơ đồ đặt lực

- Tính lực:

∑ 𝐹𝑥 = 𝐹𝑘𝑛 + 𝐹𝑥10− 𝐹𝑡+ 𝐹𝑥11 = 0 ∑ 𝐹𝑦 = 𝐹𝑦10− 𝐹𝑟 + 𝐹𝑦11 = 0 ∑ 𝑀𝑥(0) = −𝐹𝑎.44

2 + 𝐹𝑟 50,5 − 𝐹𝑦11 101 = 0 ∑ 𝑀𝑦(0) = 𝐹𝑘𝑛 75 + 𝐹𝑡 50.5 − 𝐹𝑥11 101 = 0

𝐹𝑥10 = 497,09 𝑁 𝐹𝑦10 = 548,04 𝑁 𝐹𝑥11 = 1247,88 𝑁

𝐹𝑦11 = 269,59 𝑁

+ 𝑀𝑡𝑑0 = √02+ 22658,252+ 0,75 45035,792 = 45106,13 N.mm + 𝑀𝑡𝑑1 = 0 N.mm

+ 𝑀𝑡𝑑2 = √02 + 02+ 0,75 45035,792 = 39002,13 N.mm

+ 𝑀𝑡𝑑3 = √(27675,78 + 13614,40)2+ 63017,92+ 0,75.45035,792 = 84836,91 N.mm

+Xác định đường kính các đoạn trục :

 3

= ,[𝜎] = 63𝑀𝑃𝑎 (𝑏ả𝑛𝑔 10.5

𝑡𝑟195) -𝑑0 = √45106,13

0,1 633

= 19,27 𝑚𝑚 Chọn d0 = 25 mm

-𝑑3 = √84836,910,1 633

a) Kiểm nghiệm về độ bền mỏi của trục tại tiết diện lắp ổ lăn

➢ Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại ổ lăn:Momen cản uốn tại ổ lăn xác định trong Bảng 10.6 trang 196 tài liệu [1]:

𝑊0 = 𝜋𝑑03

32 = 𝜋 253

32 = 1533,98 (mm3) 𝑊𝑜0 = 𝜋𝑑03

16 = 𝜋 253

16 = 3067,96(mm3) 𝜎𝑚0 = 𝜎𝑚1 = 0

𝜎𝑎0 = 𝜎𝑎1 = 𝜎𝑚𝑎𝑥1 = 𝑀0

𝑊0 = 22658,25

1533,98 = 14,77

Với 𝑀0 = √02+ 22658,252 = 22658,25 N.mm ➢ Khi trục quay 1 chiều :

Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt tra bảng 10.8 trang 197 tài liệu [1] ta có: Kx = 1,06

Hệ số tăng bền bề mặt trục: Ky = 1

Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi bảng 10.10 trang 198 tài liệu [1] ta có :

𝜀𝜎 = 0,9 (nội suy)𝜀𝜏 = 0,85(nội suy)

Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn tra bảng 10.13 trang 199 tài liệu [1] từ góc lượn 𝑟 = 𝐷

𝑑 = 30

25 = 1,2 và 𝑟

𝑑 = 1,2

25 = 0,05 ta có: 𝐾𝜎 = 1,85

𝐾𝜏 = 1,4 Hệ số 𝐾𝜎𝑑0 , 𝐾𝜏𝑑0 được tính bằng công thức:

𝐾σ𝑑0 =

𝜀σ + 𝐾𝑥 − 1

𝐾𝑦 =1,85