đồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tấm

Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ...15 3.3.1.. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc.. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc.. Thông số của bộ truyền bánh răng cấp

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Tính chọn động cơ

1.1.1 Xác định công suất động cơ

Công suất trên trục động cơ điện là P ct và được tính theo công thức :

 (theo CT 2.8) trong đó : P t là công suất tính toán trên trục máy công tác (kw)

 là hiệu suất truyền của cả toàn bộ hệ thống 1.1.1.1 Tính toán Pt

Công suất làm việc khi tải trọng thay đổi theo bậc ta có:

P=T × ω Mà vận tốc góc 𝜔 không đổi → P tỉ lệ với T (momen quay)

Trong đó: P1 là công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên trục máy công tác.

Tính toán hiệu suất truyền động  Dựa vào bảng 2.3 trang 19.Trị số hiệu suất các loại bộ truyền và ổ ta chọn : + Hiệu suất của bộ truyền đai (che kín):  đ = 0,96

+ Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (được che kín) :  br =0,97 + Hiệu suất của cặp ổ lăn: η ol =0,99

+ Hiệu suất của khớp nối trục :  k =1 Vậy ta tính đươc hiệu suất của toàn bộ hệ thống η theo công thức :

0,87 = 4, 3 (𝑘𝑤) 1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ Tra bảng 2.4 (tr21/TL1) để chọn tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ, từ đó tính số vòng quay đồng bộ dựa vào số vòng quay của máy công tác:

Tỷ số truyền toàn bộ u t của hệ thống là: ut = u1 ×u2 ×u3 u1, u2, u3: Tỷ số truyền của từng bộ truyền tham gia vào hệ dẫn động

Với bộ truyền xích: 𝑢 = 𝑢 × 𝑢 = 3×10 = 30 Trong đó :

+> ux là tỉ số truyền đai và ta chọn uđ = 3 +> uh là tỉ số truyền bánh răng trụ 2 cấp và ta chọn uh = 10 Gọi nlv là số vòng quay của máy công tác và được tính theo CT2.17(tr21/TL1): nlv =

 Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ(nsb) là: nsb= nlv × ut

= 76 × 30 = 2280(vòng/phút) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb= 3000 (vòng/phút)

Với điều kiện chọn động cơ là :

 dn k mm sb db ct dc

Dựa vào bảng P1.3 (tr236/TL1) các thông số kỹ thuật của động cơ 4A với P ct = 4,3 (kW) và n db = 3000 (vòng/phút)

Chọn động cơ loại: 4A100L2Y3 Bảng thông số động cơ:

4 Kiểu động cơ Công suất p

1.2 Chọn phân phối tỉ số truyền +>Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp giảm tốc - Tỉ số truyền chung của hệ thống truyền động được tính theo công thức (Theo 3.23 trang 48) Tài liệu 1, ta có : 𝑈 = = = 37,895

Tỉ số truyền hộp giảm tốc : U HGT = U 1 U 2 = = , = 18,282

Trong đó : U đ = 2 tỉ số truyền đai (tra bảng 2.4) U 1 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh U 2 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm Đối với HGT bánh răng trụ hai cấp khai triển ta tra bảng (3.1) t43 u 1 = 1,2u 2 (2) , theo công thức 3.11 / 43 [TL1]

Xác định công suất, momen xoắn , số vòng quay ở các trục

Công suất làm việc là:

 P = P = 3,71 (kw) Công suất làm việc trên trục III là:

0,99.0,96 = 3,9 (kw) Công suất làm việc trên trục II là:

5 Công suất làm việc trên trục I là:

0,99.0,97 = 4,2 (kw) Công suất của động cơ là:

, = 4,3 (kw) 1.3.2 Số vòng quay các trục

Sô vòng quay của động cơ là:

𝑛 = 𝑛 = 2880(𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡) Số vòng quay của trục I là:

Số vòng quay của trục II là:

𝑛 = , = 254,4(𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡) Số vòng quay của trục III là:

Momen xoắn trên trục động cơ là:

𝑇 đ = 9,55 × 10 × = 9,55 × 10 × , = 17010,93(N.mm) Momen xoắn trên trục I là:

𝑇 = 9,55 × 10 × = 9,55 × 10 × , = 49043,22(N.mm) Momen xoắn trên trục II là:

250,7 = 180181,49(N mm) Momen xoắn trên trục III là:

 Ta có bảng tổng hợp như sau:

Bảng 1.1 Bảng tổng hợp các thông số của động cơ và hộp giảm tốc Động cơ Trục I Trục II Trục III

Số vòng quay (vòng /phút)

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Thiết kế bộ truyền xích

Tỉ số truyền u x =3 Công suất tren trục 3: P III =6,39 Momen xoắn trên trục: T III = 267710,02 n 1 =n III = 159,83 (v/p)

2.1.2 Chọn loại xích Chọn xích ống con lăn (loại xích này có z min -19 đối với xích con lăn vận tốc trung bình, z min -15 khi vận tốc thấp) Vì tải trọng không lớn và vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn Xích ống con lăn có ưu điểm là: độ bền mòn của xích ống con lăn cao hơn xích ống, chế tạo nó không phức tạp; do đó, nó được sử dụng rộng rãi trong kĩ thuật

2.1.3 Chọn số răng đĩa xích Theo bảng 5.4/80, ta chọn số răng đĩa xích: z 1 %, do đó số răng đĩa lớn z 2 z 2 =u×z 1 =3×25u ≤ z max 0 => z 2 u 2.1.4 Xác định bước xích Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích ta có:

P t =P.k.k n k z ≤ [P] (công thức 5.3 theo tài liệu ‘tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí’) Với + P: Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích (kw)

+ P t : Là công suất tính toán (kw) + [P]: Là công suất cho phép (kw) + k n : Là hệ số vòng quay Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ là : n 01 00 (vòng/phút) => k n =n 01 /n 1 00 /159,83 =6,26 + k z : Là hệ số răng : k z = z 01 /z 1 %/25=1

+ k= k đ k 0 k a k đc k bt k c ; trong đó : k đ : hệ số tải trọng động Đề bài cho làm việc va đập nhẹ, nên ta chọn k đ =1,2

8 k 0 : hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền Do đường nối tâm của đĩa xích trùng với phương ngang Nên k 0 =1 k a : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích Chọn a= (30÷50)p ; suy ra k a =1 Chọn a@ k đc : hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích Do điều chỉnh bằng một trong các đĩa, nên ta chọn k đc =1 k bt : hệ số ảnh hưởng của bôi trơn Ta chọn k bt =1,3 k c : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền Với số ca làm việc là 1, ta chọn k c =1 Vậy k= k đ k 0 k a k đc k bt k c = 1,2.1.1.1.1,3.1=1,56 Do đó ta có : P t =P.k.k n k z =6,78.1,56.6,26.1f,21 (kW) Tra bảng 5.5 tr 81 sách ‘Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – T1’với điều kiện P t f,21 (kw) ≤[P] và n 01 00 ta được :

Bước xích : p8,1 (mm) Đường kính chốt : d c ,12 (mm) Chiều dài ống : B5,46 (mm) Công suất cho phép : [P],2 (kw) 2.1.5 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích Chọn sơ bộ : a@p @.38,124 (mm) Số mắt xích :

Chọn số mắt xích chẵn: 132 Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 tài liệu “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí”:

                  Để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng

∆a=0,003.a * =0,003.1532,101=4,596 (mm) Vậy lấy khoảng cách trục: a=a * - ∆a32,101-4,596 27,505 (mm)=1,527505 (m)

Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):

2.1.6 Tính kiểm nghiệm về độ bền xích

Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và chịu va đập khi vận hành)

Theo bảng (5.2) tài liệu “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí-T1”, ta có Q7 (kN), q=5,5 (kg)

Hệ số tải trọng động k đ =1,2 F t : Lực vòng:

F v : Lực căng do lực li tâm gây ra: F v =q.v 2 =5,5.2,54 2 5,48 (N)

F 0 : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra:

F 0 =9,81.k f q.a=9,81.6.5,5.1,527505 I4,5 (N) (hệ số võng k f =6 do bộ truyền nằm ngang)

Vậy thỏa mãn điều kiện bền 2.1.7.Xác định thông số của đĩa xích Theo công thức (5.17), đường kính vòng chia:

 Bán kính đáy: r  0,5025d 1 '  0, 05 với d 1 ' tra theo bảng (5.2) tr78 ta được: d 1 '  22,23(mm)

0,5025d 1 0,05 0,5025.22, 23 0,05 11, 22( ) r      mm Đường kính chân răng:

2.1.8.Xác định lực tác dụng lên trục

F r  k F x t trong đó: k x – Hệ số kể đến trọng lượng của xích: k x =1,15 vì β ≤ 40 0

11 2.1.9 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

Thông số Ký hiệu Giá trị

Loại xích Xích ống con lăn

Số răng đĩa xích nhỏ Z 1 25

Số răng đĩa xích lớn Z 2 75 Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d 1 303,99 (mm) Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d 2 909,84 (mm) Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ d a1 320,64 (mm) Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn d a2 928,1 (mm)

Bán kính đáy r 11,22 (mm) Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ d f1 281,55 (mm) Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ d f2 887,4 (mm)

Lực tác dụng lên trục F r 3056,102 (N)

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Chọn vật liệu

Do hộp giảm tốc 2 cấp chậm với đặc tính làm việc va đập vừa nên chọn vật liệu nhóm I đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10÷15 đơn vị

Tra bảng (6.1) /92 [1] ta chọn được thông số của thép sau:

 Bánh răng nhỏ thép 45 thường hóa - Giới hạn bền σb1 = 600 N/mm 2 - Giới hạn chảy σch1 = 340 N/mm 2 - Độ rắn : HB = 170÷ 217 (chọn HB1 = 180) (kích thước s ≤ 80mm)

 Bánh răng lớn thép 45 tôi cải thiện - Giới hạn bền kéo σb2 = 600 N/mm 2 - Giới hạn chảy σch2 = 340 N/mm 2 - Độ rắn HB = 170÷ 217 (chọn HB2 0) (kích thước s ≤ 80mm)

Xác định ứng suất cho phép

3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép

Với độ cứng bánh răng nhỏ HB1 0 và bánh răng lớn HB2 = 170 ta có giới hạn tiếp xúc mỏi và giới hạn mỏi uốn

Flim2 2 σ = 2HB +70 = 2.180 + 70 = 430 MPa σ =2HB +70 = 2.170 + 70 = 410 MPa σ =1,8HB = 1,8.180 = 324 MPa σ =1,8HB = 1,8.170 = 306 MPa o o o o Ứng suất tiếp xúc cho phép tính sơ bộ theo công thức 6.1a [1]

Trong đó σ H lim o giới hạn tiếp xúc tương ứng với số chu kỳ làm việc cơ sở K HL hệ số tuổi thọ

SH = 1,1 tra được trong bảng 6.2 [t94 tập 1]

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc theo “(6.5) trang 93 sách cơ khí 1” : NHO = 30HB 2,4

Số chu kỳ làm việc tương đương tính theo sơ đồ tải trọng công thức 6.7 [t93 cơ khí 1] :

Với c = 1 cặp bánh răng ăn khớp ni số vòng quay ở trục thứ i ti tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét:

14 Vậy hệ số tuổi thọ KHL= 1   H1 Hlim1

Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng ta có ứng xuất tiếp xúc cho phép

Thử điều kiện ta có: [σH] 81,8(Mpa) < 1, 25    H min  1, 25.372, 7 465,9(mm) 

Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng tính ra NHE>NHO nên KHL=1 do đó [σH] ’ =[σH2]72,7 Mpa

3.2.2 Ứng suất uốn cho phép

, 21000.(1.0,5+0,8 6 )0.10 6 Ta có 𝑵 𝑭𝑬𝟏 >NOF vậy KFL=1

𝑵 𝑭𝑬𝟐 >NOF vậy KFL=1 Với NOF = 4.10 6 đối với tất cả loại thép

Bộ chuyền quay một chiều nên KFC = 1 Tra bảng 6.2 ta có SF = 1,75

3.2.3 Ứng suất quá tải cho phép:

15 [σH]max =2,8.σch2 =2,8.340 = 952 Mpa [σF1]max =0,8.σch1 =0,8.340 = 272 Mpa [σF2]max =0,8.σch2 =0,8.340 = 272 Mpa

3.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh (Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)

3.3.1 Khoảng cách sơ bộ của trục Theo (6.15a Tr127)

Trong đó: Ka hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

K H  là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng trên vành răng

T1 là momen trên trục chủ động

[ H ] là ứng suất cho phép Mpa u1 là tỷ số truyền

 ba=bw/aw và bw là chiều rộng vành răng lấy trong bảng 6.6

Theo bảng 6.6 chọn  ba = 0,4 với răng nghiêng (thép – thép) Ka= 44 (bảng 6.5) theo công thức (6.16)  bd =0,53  ba (u 1 +1) = 0,53.0,4.(4,68+1) =1,2 vậy theo bảng 6.7 ta chọn được KHβ = 1,2 (sơ đồ 3) Ta có T1 = 34178,9N.mm Vậy ta tính được

, , , 4,7 mm Ta Lấy aw1 = 135 mm

Xác định modun của bánh răng theo công thức m = (0,01 ÷ 0,02).aw1 = (0,01÷0,02).135=(1,35÷2,7) mm (6.17)

16 Theo bảng 6.8 chon môđun m = 2,5 (mm) Chọn sơ bộ góc nghiêng sơ bộ β 0 , do đó cos β = 0,9848 vậy số răng bánh nhỏ là:

Số răng bánh lớn là: z2 = u1.z1 = 5,66.20 = 93,6 Lấy tròn z1 = 94 Do đó tỷ số truyền thực sẽ là: u1m = = 4,7

Với zmin ; um =5,66 > 3,5 Hệ số dịch chỉnh bánh nhỏ x1 =0,3, bánh lớn x2 =-0,3

3.3.3 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

Theo 6.33 ứng suất tiếp súc trên bề mặt răng làm việc

-Theo bảng 6.5 thì ZM = 274( Mpa ) 1 3 :Là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp (trang 96 [1] với vật liệu thép – thép ta có)

- β b là góc nghiêng trên hình trụ cơ sơ tính theo công thức 6.35 βb = arctg(cos𝛼 tg𝛽) = arctg(cos20,37 0 tg10,26) = 10,78 0 với 20 20,37 cos 0,98 o t tw tg tg arctg  arctg

Z H là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (theo 6.34) w

Theo công thức 6.37 hệ số trùng khớp được tính b w = ψ ba a wi = 0,4.100 = 40 (mm)

Do đó theo công thức 6.36b: 𝑍 = 1

1,65 = 0,78 - Đường kính vòng lăn bánh nhỏ (theo bảng 6.11)

Với v = 6,15 m/s (vì v 10 m/s) theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 8 theo bảng 6.14 với cấp chính xác 8 thì KHα=1,13

KHV : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Theo bảng 6.15 , 6.16 δH =0,002 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp go = 56 : hệ số kể đến ảnh hưỏng sai lệch bước răng

, , , = 1,11 (với KHβ=1,15) Tính KH: KH =KHβ.KHα.KHV (theo 6.39)

18 Thay các giá trị vào (*) ta được

 ZV = 1 (hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng) Cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7 khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra = 2,5 ÷ 1,25 μm Do đó:

ZR = 0,95 : Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc Khi đường kính vòng đỉnh bánh răng da  700 mm

 KXH = 1 : hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh răng

Ta thấy  H  388,9     H  362, 71( MPA ) , do đó cần tăng thêm khoảng cách trục aw1 và tiến hành kiểm nghiệm lại Kết quả được:

Hệ số dịch chỉnh bánh nhỏ x1 = x2 =0 m= 2(mm); Cos   0,984 β ,26°

Ta thấy  H  290,9     H  362, 71( MPA ) thỏa mãn điều kiện

3.3.4 Kiểm nghiệm độ bền uốn (Theo 6.43)

19 Theo bảng 6.7 K F   1,32 ( bd  1, 04và sơ đồ 3)

Tra bảng 6.18 ta có được

 Với hệ số dịch chỉnh x 1  x 2  0

Bánh răng phay : K XF  1( d a  400 mm )

3,9 = 42,77 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎 ] = 198,45(𝑀𝑃𝑎) Kiểm nghiệm răng về quá tải với:

3.3.5.Thông số của bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Khoảng cánh truc: aw1 = 135 (mm)

Chiều rộng vành răng: bw1 = 50 (mm)

Hệ số dịch chỉnh: x1=0 ;x2=0 Số răng bánh răng: z1 , z2 = 94 Đường kính vòng chia:

, = 199,19 mm Đường kính vòng đỉnh:

Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm (Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)

3.4.1 Khoảng cách sơ bộ của trục Theo (6.15a Tr127)

Với 𝐓 𝟐 = 156657,6 N.mm; 𝐮 𝟐 = 𝟑, 𝟐𝟑 Theo bảng 6.6 chọn  ba = 0,4 với răng nghiêng (thép – thép) Ka= 51 (bảng 6.5) theo công thức (6.16)  bd =0,53  ba (u 2 +1) = 0,53.0,4.(3,23+1) =0,9 vậy theo bảng 6.7 ta chọn được KHβ = 1,07 (sơ đồ 5) Ta có T2 = 138998,5 N.mm

, , , 0,1 mm Ta lấy aw2 = 161 mm

Xác định modun của bánh răng theo công thức m = (0,01 ÷ 0,02).aw1 = (0,01÷0,02).154=(1,6÷3,2) mm (6.17) Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế chọn modun tiêu chuẩn của răng cấp chậm bằng modun răng cấp nhanh m=2 (mm)

Chọn sơ bộ góc nghiêng sơ bộ β 0 , do đó cos β = 0,9848 vậy số răng bánh nhỏ là:

22 Số răng bánh lớn là: 𝑧 = 𝑧 𝑢 = 37 3,23 = 144,3; Lấy tròn z4 144(răng)

Do đó tỷ số truyền thực sẽ là: 𝑢 = = = 3,23

3.4.3 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

Theo 6.33 ứng suất tiếp súc trên bề mặt răng làm việc

-Theo bảng 6.5 thì ZM = 274( Mpa ) 1 3 :Là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp (trang 96 [1] với vật liệu thép – thép ta có)

- βb là góc nghiêng trên hình trụ cơ sơ tính theo công thức 6.35  b  ar ctg (cos  t tg  ) arctg cos(20, 23 ) 9,07    o tg    8,52 o với 20 20,23 cos 0,9875 o t tw tg tg arctg  arctg

            ZHlà hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (theo 6.34) w

Theo công thức 6.37 hệ số trùng khớp được tính

    do đó theo công thức 6.36b: 𝑍 = 1

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ (theo bảng 6.11)

Với v = 2,88 m/s (vì v 4 m/s) theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9 theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 thì KHα=1,16

KHV : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Theo bảng 6.15 , 6.16 δH =0,002 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp go = 73 : hệ số kể đến ảnh hưỏng sai lệch bước răng

, , , = 1,07 (với KHβ=1,07) Tính KH: KH =KHβ.KHα.KHV (theo 6.39)

→ 𝐊 𝐇 = 1,07 1,16 1,07 = 1,33 Thay các giá trị vào (*) ta được

 ZV = 1 (hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng)

24 Cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra = 2,5 ÷ 1,25 μm Do đó:

ZR = 0,95 : Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc Khi đường kính vòng đỉnh bánh răng da  700 mm

 KXH = 1 : hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh răng

3.4.4 Kiểm nghiệm độ bền uốn (Theo 6.43)

Theo bảng 6.7 K F   1,16 ( bd  0,9 và sơ đồ 5)

0,9875 = 145,6 → 𝑍 = 145 Tra bảng 6.18 ta có được

 Với hệ số dịch chỉnh x 1  x 2  0

Bánh răng phay : K XF  1( d a  400 mm )

Ta có: [σ ] = [σ ]lim.Yr.YS.KxF = 203,7.1.1,032.1!0,2 Mpa [σ ] = [σ ]lim.Yr.YS.KxF = 235,5.1.1,02.18,45 MPa

, = 53,77 (𝑀𝑃𝑎) < 𝜎  = 198,45 (MPa) Kiểm nghiệm răng về quá tải

Ta thấy: σ = 372,9 MPa < [σ ] = 952 MPa (theo 6.48) - Theo (6.49) σ = σ K = 58,26.1,4 = 81,564(MPa) < [σ ] = 272 (MPa); σ = σ K = 53,77.1,4 = 75,278 (MPa) < [σ ] = 272 (MPa)

3.4.5 Thông số của bộ truyền bánh răng cấp chậm

Khoảng cánh truc: aw2 = 154 (mm)

26 Chiều rộng vành răng: bw2 = 64 (mm)

Hệ số dịch chỉnh: x1=0 ;x2=0 Số răng bánh răng: z1 = 37, z2 1 - Đường kính vòng chia:

, = 245,06 mm - Đường kính đỉnh răng: da3 = d3+2m = 74,9 + 2 2 = 70,9 mm da4 = d4+2m = 249,06 mm

- Đường kính đáy răng: df3 = d3 –2,5m = 74,9 – 2,5 2 = 69,9 mm df4 = d4 –2,5m = 245,06-2,5.2 = 240,06 mm

THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

Thiết kế trục

4.1.1 Chọn vật liệu Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 thường hóa, có 𝜎 = 600 MPa, HB 170 ÷ 217 ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 MPa với trục vào và lấy giá trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc lấy trị số lớn đối với trục ra của hộp giảm tốc 4.1.2 Tính toán thiết kế trục a) Tải trọng tác dụng lên trục - Bánh răng cấp nhanh:

+ Lực hướng tâm : Fr1 = Fr2 = = , ,

, = 917,8 ( N ) + Lực dọc trục : Fa1 = Fa2 = Ft1 tg 𝛽 = 2470,9.tg 8,11= 352,1 ( N ) + Fk (Fr )= (0,2 - 0,3) Ft = 542,6 (N)

Trong đó: Ft = 2T/D 0 = 2170,3 (N) (D 0 tra bảng 16-10a) Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài β < 40 o

+ Lực hướng tâm : Fr3 = Fr4 = = , , = 2724,08 ( N )

+ Lực dọc trục : F a3 = F a4 = F t3 tg 𝛽 = 6880,26.tg 4,26= 512,499 ( N ) + Fd (Fr )= 1,15 Ft = 1,15.5096,6= 5861,13 (N) (5.20) b) Tính sơ bộ trục Theo (10.9) tính đường kính sơ bộ của trục thứ k với k = 1,2,3 ta có: d ≥

, [ ] (mm) Với: T - mô men xoắn (Nmm); [τ] - ứng suất xoắn cho phép (MPa)

28 Chọn [𝜏 ] = 15 MPa, [𝜏 ] = 20 MPa, [𝜏 ] = 25 MPa Đối với trục I: d 1 ≥ T 1

, = 22,5 (mm) Đối với trục II: d ≥

, = 30,6 (mm) Đối với trục III: d ≥

, = 41,75 (mm) Ta chọn: 𝑑 = 22 mm, 𝑑 = 31 mm, 𝑑 = 42 mm c) Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực - Từ đường kính trục ở trên ta xác định chiều dày ổ lăn theo bảng 10.2 ta có:

- Chiều dài mayơ bánh đai và mayơ bánh răng trụ được tính theo công thức lm = ( 1,2 1,5 ) dsb

Chiều dài may ơ nửa khớp nối : l = (1,4 ÷ 2,5 ) d = ( 42 ÷ 75) ⇒ chọn 𝐥 𝐦𝐤𝐧 = 50 mm

Chiều dài may ơ bánh răng trụ thứ 1 trên trục I: l = (1,2 ÷ 1,5).d = (36 ÷ 45) ⇒ chọn 𝐥 𝐦𝟏𝟏 = 40 mm Chiều dài may ơ bánh răng trụ thứ 2 trên trục II: l = (1,2 ÷ 1,5).d = (49,2 ÷ 61,5) ⇒ chọn 𝐥 𝐦𝟐𝟐 = 55 mm Chiều dài may ơ bánh răng trụ thứ 3 trên trục II: l = (1,2 ÷ 1,5).d = (49,2 ÷ 61,5) ⇒ chọn 𝐥 𝐦𝟐𝟑 = 55 mm Chiều dài may ơ bánh răng trụ thứ 4 trên trục III: l = (1,2 ÷ 1,5).d = (64,8 ÷ 81) ⇒ chọn 𝐥 𝐦𝟑𝟒 = 70 mm Chiều dài may ơ đĩa xích: l đ = (1,2 ÷ 1,5).d = (64,8 ÷ 81) ⇒ chọn 𝐥 𝐦đ𝐱 = 70 mm

29 - Chiều rộng các khoảng cách khác được tra trong bảng 10-3/189[TL1]: k1 = 15 - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp k2 = 5 - Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp k3 = 10 - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ hn = 15 - Chiều cao nắp ổ và đầu bulông

- Xác định chiều dài giữa các ổ:

𝑙 đ = 0,5 (𝑙 đ + 𝑏 ) + 𝑘 + ℎ = 0,5.(60 + 29) + 10 + 15 = 69,5 mm d) Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục - Xác định lực tại các ổ lăn dựa vào phương trình cân bằng lực & mômen tại các gối trục theo phương x và y

BIỂU ĐỒ MOMEN TRỤC I yB Ft1 yD

∑𝑀 = Fr2.l12 – Fa2.0,5.dbr2 – Fr3.l23 - Fa3.0,5.dbr3 – yH l21= 0 -> y H = -1297,79 (N)

∑𝑄 = yE - Fr2 + Fr3 + yH = 0 -> yE = 479,18 (N)

∑𝑄 = xE – Ft2 - Ft3 + xH = 0 -> xE = 2455,83 (N)

32 BIỂU ĐỒ MOMEN TRỤC II

∑𝑀 = Fr4.l32 – Fa4.0,5.dbr4 –yK l31 + Sinα.Fk ( l31 + lcdx )= 0 -> yK = 2869,24 (N)

∑𝑀 = Ft4.l32 + xK l31 + Cosα.Fd Ft3.(l31 + lcdx) = 0 -> xK = -7052,61(N)

∑𝑄 = xI – Ft4 + xK + Cosα.Fd = 0 -> xI = 3,58(N) BIỂU ĐỒ MOMEN TRỤC III

Tính chính xác các đường kính các đoạn trục: Đường kính các đoạn trục được tính theo công thức :

+ M tdj - Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục

+ M j - Mômen uốn tổng : Mj  M yj 2  M xj 2 + Mtdj - Momen tương đương : M tdj  M 2 j  0,75 T j 2

TRỤC I Tra bảng 10-5[TL1] -> [σ] = 63 Mpa - Tại tiết diện 1-1 chỗ lắp bánh đai:

Lấy theo tiêu chuẩn 𝑑 11 = 25mm

- Tại tiết diện 1-2 chỗ lắp ổ lăn 0:

Lấy theo tiêu chuẩn 𝑑 12 = 25mm

- Tại tiết diện 1-3 chỗ lắp bánh răng 1:

Lấy theo tiêu chuẩn d13 = 30mm -Tại tiết diện 1-4 chỗ lắp ổ lăn 1:

Lấy đồng bộ với đường kính d12: d14 = d12 = 20mm Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 1-1, 1-2, 1-3 là các tiết diện nguy hiểm

Tra bảng 10-5 > [σ] = 50 Mpa -Tại tiết diện 2-2 chỗ lắp bánh răng 2:

Lấy theo tiêu chuẩn d22 = 45mm -Tại tiết diện 2-3 chỗ lắp bánh răng 3:

Lấy theo tiêu chuẩn d23 = 45, để cân đối với tiết diện 2-2 -Tại tiết diện 2-1 và 2-4 chỗ lắp ổ lăn 0 và 1:

Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 2-2, 2-3 là các tiết diện nguy hiểm TRỤC III

Tra bảng 10-5 > [σ] = 50 Mpa -Tại tiết diện 3-2 chỗ lắp bánh răng 4:

Lấy theo tiêu chuẩn d32 = 60mm -Tại tiết diện 3-3 chỗ lắp ổ lăn 1:

Lấy theo tiêu chuẩn d33 = 45mm -Tại tiết diện 3-4 chỗ lắp khớp nối:

Lấy theo tiêu chuẩn d34 = 45mm

36 -Tại tiết diện 3-1 chỗ lắp ổ lăn 0:

Lấy đồng bộ với đường kính d33 : d31 = 40 Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 3-2, 3-3, 3-4 là các tiết diện nguy hiểm

4.1.3 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi - Theo công thức 10.19 [1]:

≥ [s] = 2 (chọn [s] theo trang 195) a Trục I - Tiết diện 1-1: Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kì đối xứng

Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp biến đổi theo chu kì mạch động theo công thức 10.23 ta có: 𝜏 = 𝜏 =

Theo công thức 10.21 [1] ta có: 𝑠 = τ -1

Giới hạn mỏi uốn: 𝜎 = 0,436.𝑠 = 0,45.600 = 261,6 (N/𝑚𝑚 ) Giới hạn mỏi xoắn: 𝜏 = 0,58.𝜎 = 0,58.261,6 = 151,7 (N/𝑚𝑚 ) Tra bảng 10.6 [1] ta có : W = = , = 785 (mm 3 )

, = 18,43 Tra bảng 10.7 [1] ta chọn hệ số 𝜓 𝑣à 𝜓 theo vật liệu: 𝜓 = 0,05; 𝜓 = 0 Theo công thức 10.25 và 10.27 [1] ta có: 𝐾 = ( + 𝐾 – 1)/𝐾

37 Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt 𝐾 : 𝐾 = 1,06 Chọn các hệ số: 𝐾 , 𝐾 , 𝜀 , 𝜀 (trang 209 – e)

Ta thấy: 𝑠 = ∞> [s] = 2 nên tiết diện 1-1 thỏa mãn điều kiện bền mỏi

- Tiết diện 1-2: Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kì đối xứng

Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp biến đổi theo chu kì mạch động theo công thức 10.23 ta có: 𝜏 = 𝜏 =

Theo công thức 10.21 [1] ta có: 𝑠 = τ -1

Giới hạn mỏi uốn: 𝜎 = 0,45.𝑠 = 0,45.600 = 261,6 (N/𝑚𝑚 ) Giới hạn mỏi xoắn: 𝜏 = 0,58.𝜎 = 0,58.270 = 151,7 (N/𝑚𝑚 ) Tra bảng 10.6 [1] ta có : W = = , = 1533,20 (mm 3 )

38 Tra bảng 10.7 [1] ta chọn hệ số 𝜓 𝑣à 𝜓 theo vật liệu: 𝜓 = 0,05; 𝜓 = 0 Theo công thức 10.25 và 10.27 [1] ta có: 𝐾 = ( + 𝐾 – 1)/𝐾

Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt 𝐾 : 𝐾 = 1,06 Chọn các hệ số: 𝐾 , 𝐾 , 𝜀 , 𝜀

Ta thấy: 𝑠 = 7,52> [s] = 2 nên tiết diện 1-2 thỏa mãn điều kiện bền mỏi

- Tiết diện 1-3: Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kì đối xứng

Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp biến đổi theo chu kì mạch động theo công thức 10.23 ta có: 𝜏 = 𝜏 =

Theo công thức 10.21 [1] ta có: 𝑠 = τ -1

Giới hạn mỏi uốn: 𝜎 = 0,45.𝑠 = 0,45.600 = 261,1 (N/𝑚𝑚 ) Giới hạn mỏi xoắn: 𝜏 = 0,58.𝜎 = 0,58.270 = 151,7 (N/𝑚𝑚 ) Tra bảng 10.6 [1] ta có : W = = , = 2154,04 (mm 3 )

, = 8,94 Tra bảng 10.7 [1] ta chọn hệ số 𝜓 𝑣à 𝜓 theo vật liệu: 𝜓 = 0,05; 𝜓 = 0 Theo công thức 10.25 và 10.27 [1] ta có: 𝐾 = ( + 𝐾 – 1)/𝐾

Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt 𝐾 : 𝐾 = 1,06 Chọn các hệ số: 𝐾 , 𝐾 , 𝜀 , 𝜀

Ta thấy: 𝑠 = 4,48 > [s] = 2 nên tiết diện 1-3 thỏa mãn điều kiện bền mỏi b Trục II - Tiết diện 2-2: Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kì đối xứng

Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp biến đổi theo chu kì mạch động theo công thức 10.23 ta có: 𝜏 = 𝜏 =

40 Theo công thức 10.21 [1] ta có: 𝑠 = τ -1

Giới hạn mỏi uốn: 𝜎 = 0,45.𝑠 = 0,45.600 = 261,1 (N/𝑚𝑚 ) Giới hạn mỏi xoắn: 𝜏 = 0,58.𝜎 = 0,58.270 = 151,7 (N/𝑚𝑚 ) Tra bảng 10.6 [1] ta có : W = = , = 5384,315 (mm 3 )

, = 25,24 Tra bảng 10.7 [1] ta chọn hệ số 𝜓 𝑣à 𝜓 theo vật liệu: 𝜓 = 0,05; 𝜓 = 0 Theo công thức 10.25 và 10.27 [1] ta có: 𝐾 = ( + 𝐾 – 1)/𝐾

Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt 𝐾 : 𝐾 = 1,06 Chọn các hệ số: 𝐾 , 𝐾 , 𝜀 , 𝜀

= 4,8 Ta thấy: 𝑠 = 4,8> [s] = 2 nên tiết diện 2-2 thỏa mãn điều kiện bền mỏi

- Tiết diện 2-3: Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kì đối xứng

Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp biến đổi theo chu kì mạch động theo công thức 10.23 ta có: 𝜏 = 𝜏 =

Theo công thức 10.21 [1] ta có: 𝑠 = τ -1

Giới hạn mỏi uốn: 𝜎 = 0,45.𝑠 = 0,45.600 = 261.1 (N/𝑚𝑚 ) Giới hạn mỏi xoắn: 𝜏 = 0,58.𝜎 = 0,58.270 = 151,7 (N/𝑚𝑚 ) Tra bảng 10.6 [1] ta có : W = = , = 6280 (mm 3 )

,65 Tra bảng 10.7 [1] ta chọn hệ số 𝜓 𝑣à 𝜓 theo vật liệu: 𝜓 = 0,05; 𝜓 = 0 Theo công thức 10.25 và 10.27 [1] ta có: 𝐾 = ( + 𝐾 – 1)/𝐾

Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt 𝐾 : 𝐾 = 1,06 Chọn các hệ số: 𝐾 , 𝐾 , 𝜀 , 𝜀

Ta thấy: 𝑠 = 6,62 > [s] = 2 nên tiết diện 2-3 thỏa mãn điều kiện bền mỏi c Trục III - Tiết diện 3-2: Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kì đối xứng

Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp biến đổi theo chu kì mạch động theo công thức 10.23 ta có: 𝜏 = 𝜏 =

Theo công thức 10.21 [1] ta có: 𝑠 = τ -1

Giới hạn mỏi uốn: 𝜎 = 0,45.𝑠 = 0,45.600 = 261,1 (N/𝑚𝑚 ) Giới hạn mỏi xoắn: 𝜏 = 0,58.𝜎 = 0,58.270 = 151,7 (N/𝑚𝑚 ) Tra bảng 10.6 [1] ta có : W = = , = 8941,64 (mm 3 )

, = 14,07 Tra bảng 10.7 [1] ta chọn hệ số 𝜓 𝑣à 𝜓 theo vật liệu: 𝜓 = 0,05; 𝜓 = 0 Theo công thức 10.25 và 10.27 [1] ta có: 𝐾 = ( + 𝐾 – 1)/𝐾

Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt 𝐾 : 𝐾 = 1,06 Chọn các hệ số: 𝐾 , 𝐾 , 𝜀 , 𝜀

Ta thấy: 𝑠 = 3,81> [s] = 2 nên tiết diện 2-2 thỏa mãn điều kiện bền mỏi

- Tiết diện 3-3: Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kì đối xứng

Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp biến đổi theo chu kì mạch động theo công thức 10.23 ta có: 𝜏 = 𝜏 =

Theo công thức 10.21 [1] ta có: 𝑠 = τ -1

Giới hạn mỏi uốn: 𝜎 = 0,45.𝑠 = 0,45.600 = 261,1 (N/𝑚𝑚 ) Giới hạn mỏi xoắn: 𝜏 = 0,58.𝜎 = 0,58.270 = 151,7 (N/𝑚𝑚 ) Tra bảng 10.6 [1] ta có : W = = , b80 (mm 3 )

, = 11,89 Tra bảng 10.7 [1] ta chọn hệ số 𝜓 𝑣à 𝜓 theo vật liệu: 𝜓 = 0,05; 𝜓 = 0 Theo công thức 10.25 và 10.27 [1] ta có: 𝐾 = ( + 𝐾 – 1)/𝐾

44 Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt 𝐾 : 𝐾 = 1,06 Chọn các hệ số: 𝐾 , 𝐾 , 𝜀 , 𝜀

= 8,85 Ta thấy: 𝑠 = 8,85> [s] = 2 nên tiết diện 3-3 thỏa mãn điều kiện bền mỏi

- Tiết diện 3-4: Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kì đối xứng

Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp biến đổi theo chu kì mạch động theo công thức 10.23 ta có: 𝜏 = 𝜏 =

Theo công thức 10.21 [1] ta có: 𝑠 = τ -1

Giới hạn mỏi uốn: 𝜎 = 0,45.𝑠 = 0,45.600 = 261,1 (N/𝑚𝑚 ) Giới hạn mỏi xoắn: 𝜏 = 0,58.𝜎 = 0,58.270 = 151,7 (N/𝑚𝑚 ) Tra bảng 10.6 [1] ta có : W = = , = 5384,315 (mm 3 )

, = 14,07 Tra bảng 10.7 [1] ta chọn hệ số 𝜓 𝑣à 𝜓 theo vật liệu: 𝜓 = 0,05; 𝜓 = 0 Theo công thức 10.25 và 10.27 [1] ta có: 𝐾 = ( + 𝐾 – 1)/𝐾

Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt 𝐾 : 𝐾 = 1,06 Chọn các hệ số: 𝐾 , 𝐾 , 𝜀 , 𝜀

Ta thấy: 𝑠 = ∞> [s] = 2 nên tiết diện 3-4 thỏa mãn điều kiện bền mỏi

4.1.4 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh - Theo công thức 10.27 [1] ta có: 𝜎 = √𝜎 + 3 𝜏 ≤ [σ]

- Tại tiết diện 1-1 ta có : d = 18 mm; Mmax = 0 Nmm ;Tmax = 22616,7 Nmm ; 𝜎 = 340

, = 36,18 [σ] ≈ 0,8.340 = 272 ⇒ 𝜎 = 0 + 3.36,18 = 62,66 < [σ] = 272 ⇒ thỏa mãn độ bền tĩnh

46 - Tại tiết diện 1-2 ta có: d = 20 mm ; Mmax = 0 Nmm ; Tmax = 22616,7 Nmm; 𝜎 = 340

⇒ 𝜎 = 0 + 3.24,7 = 42,78 < [σ] = 272 ⇒ thỏa mãn độ bền tĩnh

- Tại tiết diện 1-3 ta có: d = 22 mm ; Mmax = 77970,58 Nmm ; Tmax = 22616,7 Nmm; 𝜎 = 340

⇒ 𝜎 = 35,51 + 3.17,55 = 46,74 < [σ] = 272 ⇒ thỏa mãn độ bền tĩnh b Trục II - Tại tiết diện 2-2 ta có : d = 30 mm; Mmax = 25396,54 Nmm ;Tmax = 85198,07 Nmm ; 𝜎 = 340

, = 24,38 [σ] ≈ 0,8.340 = 272 ⇒ 𝜎 = 4,6 + 3.24,38 = 42,48 < [σ] = 272 ⇒ thỏa mãn độ bền tĩnh

- Tại tiết diện 2-3 ta có: d = 32 mm ; M max = 75271,74 Nmm ; T max = 85198,07 Nmm; 𝜎 = 340

⇒ 𝜎 = 11,76 + 3.20,9 = 38,06 < [σ] = 272 ⇒ thỏa mãn độ bền tĩnh c Trục III - Tại tiết diện 3-2 ta có :

47 d = 42 mm; Mmax = 69517,28 Nmm ;Tmax = 85198,07 Nmm ; 𝜎 = 340

⇒ 𝜎 = 4,94 + 3.27,89 = 48,56 < [σ] = 272 ⇒ thỏa mãn độ bền tĩnh

- Tại tiết diện 3-3 ta có: d = 40 mm ; Mmax = 126896,68 Nmm ; Tmax = 85198,07 Nmm; 𝜎 = 340

⇒ 𝜎 = 7,627 + 3.12,42 = 22,82 < [σ] = 272 ⇒ thỏa mãn độ bền tĩnh

- Tại tiết diện 3-4 ta có: d = 40 mm ; Mmax = 0 Nmm ; Tmax = 267710,02 Nmm; 𝜎 = 340

⇒ 𝜎 = 0 + 3.27,62 = 47,84 < [σ] = 272 ⇒ thỏa mãn độ bền tĩnh.

Chọn ổ lăn cho các trục

4.2.1 Chọn ổ lăn cho trục I a chọn loại ổ lăn

Trục I có lắp 1 bánh răng ta có lực dọc trục do bánh răng tác dụng lên trục là:

Fat=Fa1= 352,1 (N) Mà tại gối đỡ 0 và 1 của trục ta có:

, = 0,32 > 0,3 Theo yêu cầu ta chọn ổ bi đỡ - chặn b Chọn kích thước ổ lăn

- Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn d12 = d14 = 25 mm - Tra bảng phụ lục P2.12 với cỡ trung hẹp ta chọn được ổ bi đỡ chặn: kí hiệu 6305 với d = 25mm; bmm; đường kính ngoài Db mm; chỗ vát ra r=2 mm, C = 14 kN ; C0= 9,17 kN c Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

- Theo bảng 11.4, với ổ bi đỡ - chặn, α = 13,05 0 , o i Fa C = 0,06; e = 0,24; Fat = 352,1 Theo công thức 11.8:

Fs0 = e Fro = 0,24 1060,29= 254,47 Fs1 = e Fr1 = 0,24 1060,79 = 254,6 Theo bảng 11.5 :

𝛴 Fa0 = Fs1 – Fat = 254,47 – 352,1 = -97,63 < Fso ta lấy Fao = Fs0 %4,47 𝛴 Fa1 = Fs0 + Fat = 254,6 + 352,1 = 606,7 > Fs1 ta lấy Fa1 = 606,7

- Xác định tải trọng động quy ước QE

Trong đó:+) F r ,F a - tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục (kN);

+) V - hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay V=1 +) kt - hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt =1(t o e ⇒ X1 = 0,45 và Y1 = 1,46 - Tải trọng quy ước trên ổ 0 và ổ 1 là:

Q0 = ( X0.V.Fr0 + Y0.Fa0 )kt kđ =(1.1.1060,29+ 0.254,47).1.1 = 1060,29 (N) Q1 = ( X1.V.Fr1 + Y1.Fa1 )kt kđ =(0,45.1.1090,79 + 1,46.606,7).1.1 = 1376,61 (N) Ta lấy tải trọng quy ước là tải trọng lớn hơn Q = Q1 = 1376,61(N) = 1,3 (KN)

Trong đó : +) Q - tải trọng quy ước,KN

+) L - tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay +) m - bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ổ bi: m = 3 Tính L:

Gọi L h là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, suy ra từ công thức11.2[1]/211 ta có:

Với L h = (10 25).10 3 tính trong hộp giảm tốc, chọn Lh !000(h); n= 950 (vòng/ph) là số vòng quay của trục 1

Vậy khả năng tải động của ổ 0 và 1 của trục I là:

Cd=Q √𝐿=1,3.√876 ≈ 14 (kN) So sánh với C:

Khả năng tải động của ổ tiêu chuẩn, ta thấy C d ≤ C (kN)

Như vậy ổ lăn đã chọn kí hiệu 6305 thỏa mãn khả năng tải động

4.2.2 Chọn ổ lăn cho trục II a chọn loại ổ lăn

Trục II có lắp 2 bánh răng ta có lực dọc trục do bánh răng tác dụng lên trục là:

𝐹 = 𝐹 − 𝐹 = 512,499 − 352,1 = 160,399 Mà tại gối đỡ 0 và 1 của trục ta có:

50 Với tỉ số trên ta chọn ổ bi đỡ một dãy b Chọn kích thước ổ lăn

- Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn d21 = d24 = 40 mm - Tra bảng phụ lục P2.12 với cỡ trung ta chọn được ổ bi đỡ một dãy: kí hiệu 308 với d = 40mm; ; đường kính ngoài D = 90 mm; chỗ vát ra r =2,0 mm, C = 25,60 kN ; C0= 18,17 kN c Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

- Theo bảng 11.4, với ổ bi đỡ một dãy, α = 0 0 , o i Fa C = 0,056; e = 0,26; Fat = 160,399 - Xác định tải trọng động quy ước QE

Trong đó:+) F r ,F a - tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục (kN);

+) V - hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay V=1 +) kt - hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt =1(t o Fso ta lấy Fao = 2304,651 𝛴 Fa1 = Fs0 + Fat = 315,28 + 512,499 = 827,779 < Fs1 ta lấy Fa1 = 2817,15 - Xác định tải trọng động quy ước QE

Trong đó:+) F r ,F a - tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục (kN);

+) V - hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay V=1 +) kt - hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt =1(t o Then đã đảm bảo điều kiện bền

4.4.3 Tính chọn then cho trục III Theo bảng 9.1a/173[TL1], với đường kính chỗ lắp then d = 42 mm, ta có then: b = 18 mm t1 = 5,5 mm h = 9 mm t2 = 3,8 mm 0,25  r  0,4 ; lt = 0,8.lm = 0,8.65 = 52 Kiểm tra độ bền của then theo công thức 9-1và 9-2 / 173[TL1]

𝑑 𝑙 𝑏 ≤ [𝜏 ] Trong đó: T - mômen xoắn trên trục d - đường kính trục lt, b, h, t - kích thước then [d] - ứng suất dập cho phép

57 Theo bảng 9-5/178[TL1], với tải trọng va đập nhẹ ta có [d] = 100 MPa [c] - ứng suất cắt cho phép

42.53.18 = 24,65 ⇒ Then chưa đảm bảo điều kiện bền, ta tiến hành tăng chiều dài moay ơ từ lm = 70 thành lm = 125, tính lại ta được 𝜎 = 98,61; 𝜏 = 11,7

=> Then đã đảm bảo điều kiện bền

THIẾT KẾ VỎ HÔP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ KIỂU LẮP TRONG HỘP

Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

- Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu là GX15-32

- Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục

- Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32

BẢNG CÁC PHẦN TỬ CẤU TẠO NÊN HỘP GIẢM TỐC

Tên gọi Biểu thức tính toán KQ

Chiều cao gân, h h< 58 mm chọn h= 35mm 35 Độ dốc Khoảng 2 0 Đường kính

Bulông cạnh ổ,d2 d2=0,7d1 = 0,7.17 ,9 (mm), chọn d 2 = 12mm và chọn bulông M12

Bulông ghép bích nắp và thân,d3 d3 = (0,8 0,9).d2 = (0,8 0,9).12 = 9,6- 10,8(mm)

Chọn d4 =8 mm và chọn vít M8

Vít ghép nắp cửa thăm, d 5 d 5 =( 0,5  0,6)d2 =( 0,5  0,6).12 = 6 –7,2 (mm)

Chọn d5 = 6 mm và chọn vít M6

Mặt bích ghép nắp và thân:

-Chiều dày bích thân hộp, S3

-Chiều dày bích nắp hộp, S4

-Bề rộng bích nắp hộp và thân, K3

-Chiều dày khi không có phần lồi S1

-Bề rộng mặt đế hộp,K1và q q k1 + 2. = 51 +2.8 = 67 mm k1 = 3 d1 = 3.17 = 51 80

60 Khe hở giữa các chi tiết

-Giữa bánh răng và thành trong hộp

-Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

-Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

Số lượng bu lông trên nền,

= 8 Sơ bộ chọn L`0, B50 (L,B:chiều dài và rộng của hộp)

Thiết kế các chi tiêt phụ

- Để kiểm tra, quan sát các tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có lắp cửa thăm Dựa vào bảng 18-5/92[TL2] ta chọn kích thước của cửa thăm như hình vẽ

- Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên, để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm(hình vẽ nắp cửa thăm) Theo bảng 18-6/93[TL2] ta chọn các kích thước của nút thông hơi như sau:

5.2.3 Nút tháo dầu - Sau 1 thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chất, do đó phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu Lúc làm việc lỗ được bít kín bằng nút tháo dầu Dựa vào bảng 17-7[2] ta chọn nút tháo dầu có kích thước như hình vẽ

- Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có kết cấu và kích thước như hình vẽ

5.2.5 Chốt định vị - Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Lỗ trụ lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ có chốt định vị khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ

5.2.6 Bu-lông vòng - Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc trên nắp và thân thường lắp thêm bulông vòng

- Kích thước bulông vòng được chọn theo khối lượng hộp giảm tốc

Với Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp tra bảng 18-3b[2] ta có Q = 160 (kG), do đó theo bảng 18-3a/89_[TL2]

Bôi trơn cho hộp giảm tốc

5.3.1 Bôi trơn trong hộp giảm tốc - Do các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đều có v < 12m/s nên ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu

- Theo bảng 18-13 ta chọn được loại dầu bôi trơn là AK-15 có độ nhớt là 20 Centistoc ở 100 o C

5.3.2 Bôi trơn ngoài hộp giảm tốc - Với bộ truyền ngoài hộp do không có thiết bị che đậy, hay bị bụi bặm bám vào, ta chọn bôi trơn định kì bằng mỡ

64 Bảng thống kê dành cho bôi trơn

Tên dầu hoặc mỡ Thiết bị cần bôi trơn Lượng dầu hoặc mỡ

Thời gian thay dầu hoặc mỡ Dầu ô tô máy kéo

AK- 15 Bộ truyền trong hộp 0,6 lít/Kw 5 tháng

Mỡ T Tất cả các ổ và bộ truyền ngoài

2/3 chỗ rỗng bộ phận ổ 1 năm

Chọn các chế độ lắp trong hộp

TT Tên mối ghép Kiểu lắp

Sai lệch giới hạn của lỗ và trục

1 Bánh trụ răng nghiêng 1 và trục I 30 7

3 Vòng trong ổ lăn với trục I 25k6 +15

4 Vòng ngoài ổ lăn trục I lắp với thân 62H7 +30 2 ổ lắp giống nhau

6 Bánh trụ răng nghiêng 2 và trục II 45 7

7 Bánh trụ răng nghiêng 3 và trục II 45 7

8 Vòng trong ổ lăn với trục II 40k6 +18

9 Vòng ngoài ổ lăn trục II lắp với thân 90H7 +35

11 Bánh trụ răng nghiêng 4 và trục III 60 7

12 Khớp nối với trục III +25

13 Vòng trong ổ lăn với trục III 45k6 +18

14 Vòng ngoài ổ lăn trục III lắp với thân 100H7 +35 2 ổ lắp giống nhau

Hộp giảm tốc là một cơ cấu truyền động quan trọng trong nhiều ngành, nhiều mô hình, nhiều phương thức truyền động, ví dụ như là dùng trong các cơ cấu băng tải, dây chuyền trong các phân xưởng, xí nghiệp hay trong nông nghiệp…nó giúp đảm bảo sự vận hành êm cho các cơ cấu khác đằng sau nó

Thiết kế hệ dẫn động xích tải nói riêng và thiết kế các hệ dẫn động cơ khí nói chung giúp sinh viên nhớ lại kiến thức, củng cố nâng cao kiến thức và tư duy tính toán trong việc thiết kế, cũng như trong việc chế tạo các chi tiết các bộ phận để hợp thành một cơ cấu máy hoàn chỉnh và hoạt động được

Trong quá trình tính toán, thiết kế sinh viên không tránh khỏi những sơ suất và lỗi sai ngoài ý muốn, vì vậy mong thầy (cô) giúp đỡ chỉ bảo và tạo điều kiện để sinh viên có thể hoàn thiện đồ án một cách tốt nhất và đạt kết quả cao nhất cũng nhưlà nắm vững những kiến thức để phục vụ trong quá trình làm việc sau này một cách nhuần nhuyễn và tốt nhất

Cuối cùng sinh viên xin cám ơn các thầy (cô) trong bộ môn đã giúp đỡ sinh viên hoàn thành đồ án này một cách tốt nhất.