thuyết minh đồ án thiết kế thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA – ĐHQG TP.HCM KHOA KHOA HỌC ỨNG DỤNG BỘ MÔN CƠ KỸ THUẬT THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Giảng viên hướng dẫn ThS... Trong đời sống

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA – ĐHQG TP.HCM KHOA KHOA HỌC ỨNG DỤNG

BỘ MÔN CƠ KỸ THUẬT

THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Giảng viên hướng dẫn

ThS Lồ Sìu Vẫy Sinh viên thực hiện

Hồ Tấn Lộc Mssv: 2113955

Tp Hồ Chí Minh - 2024

Lời nói đầu

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí Đi đôi với 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 vô cùng quan trọng trong công cuộc hiện đại hóa - công nghiệp hóa đất nước Là một người kỹ sư, việc nắm bắt được sự phát triển của khoa học kỹ thuật càng cấp thiết hơn Và để nắm bắt công nghệ mới bắt buộc nền tảng kiến thức về máy móc cơ khí phải hiểu tường tận bản chất và ứng dụng được vào thực tế

Trong đời sống, chúng ta dễ dàng bắt gặp các hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò chủ chốt trong cuộc sống cũng như trong sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu

Đồ án thiết kế là môn học giúp sinh viên ngành Cơ Kỹ Thuật nắm rõ được tầm quan trọng của máy móc cũng như hiểu được nguyên lý, cấu tạo, khả năng ứng dụng của các bộ phận cấu thành một cỗ mãy hoàn chỉnh như đai, xích, bánh răng, hộp số, trục, ổ lăn,… góp phần nâng cao sự hiểu biết, khả năng logic, thiết kế và ứng dụng kỹ thuật của sinh viên vào đời sống Qua đó củng cố lại khối kiến thức đã học, đồng thời 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 tiêu chuẩn như bánh răng, ổ lăn,…

Trong quá trình thực hiện đồ án, được sự chỉ bảo tận tình của thầy Lồ Sìu Vẫy, em đã hoàn thành đồ án môn học của mình Do đây là đồ án đầu tiên của em, với trình độ và thời gian có hạn nên trong quá trình thiết kế không tránh khỏi sai sót Vì vậy em rất vui lòng khi nhận được những ý kiến đóng góp, phê bình của thầy cô và các bạn

Một lần nữa, em xin chân thành cảm ơn sự hướng dẫn tận tình của thầy Vẫy cũng như quý thầy cô trong khoa Khoa Học Ứng Dụng và các bạn đã giúp em hoàn thành đồ án này

Số răng đĩa xích tải dẫn, z (răng) : 11 Bước xích tải, p (mm) : 100

Thời gian phục vụ L, năm : 9

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 =45s T2=0.8T; t2 =41s

Mục lục Danh mục hình ảnh 10

Danh mục bảng 11

Chương 1: Tìm hiểu về hệ dẫn động xích tải 3

Chương 2: Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền 4

2.1 Chọn động cơ điện 4

2.2 Phân phối tỉ số truyền 5

2.3 Công suất, moment và số vòng quay trên các trục 5

2.3.1 Công suất trên các trục 5

3.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 9

Chương 4: Tính toán bộ truyền trong hộp giảm tốc 11

4.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 21

4.2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải 22

Chương 5: Tính toán trục 23

5.1 Trục I 23

5.1.1 Chọn vật liệu 23

5.1.2 Thiết kế trục 23

5.1.3 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 28

5.1.4 Chọn và kiểm nghiệm then 32

5.1.5 Lựa chọn ổ lăn 33

5.2 Trục II 35

5.2.1 Chọn vật liệu 35

5.2.2 Thiết kế trục 35

5.2.3 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 39

5.2.4 Chọn và kiểm nghiệm then 42

5.2.5 Lựa chọn ổ lăn 43

5.3 Trục III 46

5.3.1 Chọn vật liệu 46

5.3.2 Thiết kế trục 46

5.3.3 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 50

5.3.4 Chọn và kiểm nghiệm then 53

6.2.3 Cửa thăm 60

6.2.4 Nút thông hơi 61

6.2.5 Nút tháo dầu 61

6.2.6 Que thăm dầu 62

6.3 Bôi trơn hộp giảm tốc 62

6.3.1 Dầu bôi trơn hộp giảm tốc 62

6.4 Vỏ hộp 64

Tài liệu tham khảo 66

Danh mục hình ảnh Hình 1.1 Băng tải xích 3

Hình 1.2 Băng tải xích 3

Hình 1.3 Tải xích tsubaki pull-down 3

Hình 1.4 Băng tải xích cào 3

Hình 6.5 Kết cấu cửa thăm 60

Hình 6.6 Kết cấu nút thông hơi 61

Hình 6.7 Kết cấu nút tháo dầu 61

Hình 6.8 Que thăm dầu 62

Danh mục bảng Bảng 3.1 Các thông số của đai hình thang 7

Bảng 3.2 Kết quả thông số bộ truyền 8

Bảng 6.2 Kích thước cửa thăm 60

Bảng 6.3 Kích thước nút thông hơi 61

Bảng 6.4 Kích thước nút tháo dầu 61

Bảng 6.5 Đặt tính độ nhớt 62

Bảng 6.6 Thông số của dầu 63

Bảng 6.7 Thông số vỏ hộp 64

1 Chương 1: Tìm hiểu về hệ dẫn động xích tải

Xích tải là một loại của bộ truyền xích nó được sử dụng rất rộng rãi trong cuộc sống và trong sản xuất với hiệu suất cao, không xảy ra hiện tượng trượt, khả năng tải cao, có thể chịu được quá tải khi làm việc chính vì thế nó rất được ưa chuộn trong các băng truyền trong sản xuất Dưới dây là hình ảnh ứng dụng của xích tải:

Hình 1.3 Tải xích tsubaki pull-down Hình 1.1 Băng tải xích

vận chuyển thực phẩm

Hình 1.2 Băng tải xích vận chuyển tải dạng tấm

Hình 1.4 Băng tải xích cào

2 Chương 2: Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền 2.1 Chọn động cơ điện

Trường hợp tải trọng thay đổi

Dựa vào công thức 2.11 [2] ta xác định được công suất làm việc:

ηbr – hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ ηtv – hiệu suất bộ truyền trục vít

ηol – hiệu suất cặp ổ lăn, ổ trượt ηnt – hiệu suất khớp nối đàn hồi Công suất trên trục động cơ

𝑃𝑐𝑡 =𝑃𝑡

0,7698 = 11,8221 𝑘𝑊 Số vòng quay trục công tác

z – số răng của đĩa xích tải (răng) p – bước xích của tải (mm)

Chọn tỉ số truyền (bộ truyền hộp giảm tốc trục vít – bánh răng, đai thang) 𝑢𝑡 =53,5333

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

𝑛𝑠𝑏 = 𝑛𝑙𝑣 × 𝑢𝑡 = 27,2727 × 53,3333 = 1454,564 (𝑣ò𝑛𝑔𝑝ℎú𝑡) Lựa chọn động cơ theo quy tắc:

{nPđc ≥ Pctđb ≈ nsbDo đó ta chọn kiểu động cơ 2p=2, nđb= 3000 vòng/ phút

Kiểu động cơ

Công suất kW

Vận tốc quay,

2.2 Phân phối tỉ số truyền

Tính lại tỉ số truyền

ut =𝑛đ𝑐𝑛𝑙𝑣 =

27,2727 = 53,3333 = 𝑢đ𝑢ℎ Phân phối tỉ số truyền

ut = uđuh = 1,75 × 30,3905 = 53,3333 Trong đó: uđ – tỉ số truyền qua đai

uh – tỉ số truyền qua hộp giảm tốc Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc

Trục 2: 𝑛2 = 𝑛1

10 = 83,4286(vòng/ phút) Trục 3: 𝑛3 = 𝑛2

Kích thước tiết diện, mm Diện tích tiết diện A,

Đường kính bánh đai nhỏ

d1, mm

Chiều dài giới hạn l,

mm

Đai hình thang

Theo công thức 4.2 tài liệu [2], ta xác định được đường kính bánh đai lớn: 𝑑2 = 𝑑1𝑢đ/(1 − 𝜀) = 160 × 1,75 /(1 − 0,02) = 285,7143 mm Chọn d2 theo tiêu chuẩn, d2 = 280 mm

Tính lại tỉ số truyền 𝑢đ = 𝑑2

𝑑1(1−𝜀)= 280

160(1−0,02) = 1,7857 Sai số |1,7857−1.75|

3.2.2 Khoảng cách trục a

Tỉ số truyền uđ =1,7857 Theo bảng 4.14, tr.60, [2]: Chọn được a= 1,275𝑑2=357

Khoảng cách trục thỏa mãn điều kiện sau:

0,55(𝑑1+ 𝑑2) + ℎ ≤ 𝑎 ≤ 2(𝑑1+ 𝑑2) ⇔ 242 ≤ 𝑎 ≤ 880

Chọn a= 360

3.2.3 Chiều dài đai l

Xác định chiều dài đai: 𝐿 = 2𝑎 +𝜋(𝑑1+𝑑2)

Thỏa điều kiện 𝛼1 ≥ 120𝑜

Bảng 3.2 Kết quả thông số bộ truyền

P1 = 11,1187– công suất trên trục bánh đai chủ động, kW [P0] = 2,7293 – công suất cho phép, kW

Kđ = 1,35 – hệ số tải trọng động

𝐶𝛼 = 0,9629– hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm

Cl = 0,9243 – hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai Cu = 1,1175 – hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền

Cz = 0,95 – hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho

các dãy đai Chọn z = 5

Bảng 3.3 Thông số đai

Kí hiệu tiết diện

da1 = d1 + 2h0 = 160 + 2×4,2 = 168,4 mm da2 = d2 + 2h0 = 280 + 2×4,2 = 288,4 mm

Bảng 3.4 Kết quả thông số đai

3.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng trên 1 đai được xác định như sau: (trang 73) 𝐹0 =780𝑃1𝐾đ

𝑣𝐶𝛼𝑧 + 𝐹𝑣 =780×11,1187×1,35

12,2313×0,9629×5+ 26,6295 = 188,6306 N Với Fv – lực căng do lực ly tâm sinh ra

Fv = qmv2 = 0,178×(12,2313)2 = 26,6295N Lực tác dụng lên trục

𝜎𝑚𝑎𝑥 =188,6306138 +

2 × 138 + 0,178 × (12,2313)

2× 10−6+2 × 4 × 100𝑑1

= 9.6605 < 10 𝑀𝑃𝑎

4 Chương 4: Tính toán bộ truyền trong hộp giảm tốc 4.1 Bộ truyền trục vít – bánh vít

4.1.1 Xác định ứng suất cho phép a Chọn vật liệu

Bánh vít:

Vận tốc trượt tr136

𝑣𝑠 = 4,5.10−5 𝑛1 √𝑇3 2 = 3,8.10−5 834,2857 √1096216,7663 = 3,8710264m/s Trong đó:

n1 – số vòng quay của trục vít, vòng/ phút T2 – moment xoắn trên trục bánh vít, Nmm Do vs < 5 m/s, ta dùng đồng thanh không thiếc và đồng thau

Bảng 4.1 Chọn vật liệu bánh vít

[𝜎𝐹𝑂] = 0,25𝜎𝑏+ 0,08𝜎𝑐ℎ= 141 MPa – ứng suất uốn cho phép ứng với 106 chu kì, MPa KFL – hệ số tuổi thọ

𝐾𝐹𝐿 = √106𝑁𝐹𝐸9

= 0,58378

 

𝑁𝐹𝐸 = 60𝑛2𝑖∑ 𝑡𝑖∑ ( 𝑇2𝑖𝑇2𝑚𝑎𝑥)

∑ 𝑡𝑖 = 60.83,4286.43200 (1

9 45 + 0.89 41) 145 + 41= 8,2963 107

d Ứng suất cho phép khi quá tải

[𝜎𝐹]𝑐ℎ𝑚𝑎𝑥}}

4.1.2 Tính toán truyền động trục vít về độ bền a Xác định thông số bộ truyền

Khoảng cách trục aw

𝑎𝑤 = (𝑧2+ 𝑞)√( 170

𝑧2[𝜎𝐻])2 𝑇2𝐾𝐻𝑞3

= 238,3551 mm Trong đó:

Chọn mối ren z1 = 4 suy ra số răng bánh vít z2 = 40 q = 10 – hệ số đường kính trục vít

T2 = 1096216,77 Nmm – moment xoắn trên trục bánh vít, Nmm KH = 1,1 – hệ số tải trọng

[𝜎]𝐻= 141.792MPa – ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa Modun m:

𝛾𝑤 = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑎𝑛 ( 𝑧1

𝑞+2𝑥) = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑎𝑛 ( 4

10+2.0) = 21, 8𝑜 - góc vít lăn 𝑑𝑤1 = (𝑞 + 2𝑥)𝑚 = (10 + 2.0).10 = 100

vs > 5 m/s do đó cần phải chọn lại vật liệu đồng không thanh thiếc

Bánh vít

Bảng 4.2 Chọn vật liệu bánh vít

[𝜎𝐻𝑂] = 0,9𝜎𝑏 = 0,9.600 = 540 MPa – ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với 106 chu kì, MPa

KHL – hệ số tuổi thọ

𝐾𝐹𝐿 = √107𝑁𝐻𝐸8

= 0,7097

 

𝑁𝐻𝐸 = 60𝑛2𝑖∑ 𝑡𝑖∑ ( 𝑇2𝑖𝑇2𝑚𝑎𝑥)

4 𝑡𝑖

∑ 𝑡𝑖 = 60.83,4286.43200 (1

4 45 + 0.84 41) 145 + 41=15,5380.107

Ứng suất uốn cho phép:

[𝜎𝐹] = [𝜎𝐹𝑂]𝐾𝐹𝐿 =166.0,5838 = 96,9072 MPa Trong đó:

[𝜎𝐹𝑂] = 0,25𝜎𝑏+ 0,08𝜎𝑐ℎ= 0,25.600 + 0,08.200 = 166 MPa – ứng suất uốn cho phép ứng với 106 chu kì, MPa

KFL – hệ số tuổi thọ

𝐾𝐹𝐿 = √106𝑁𝐹𝐸9

= 0,5838

 

𝑁𝐹𝐸 = 60𝑛2𝑖∑ 𝑡𝑖∑ ( 𝑇2𝑖𝑇2𝑚𝑎𝑥)

∑ 𝑡𝑖 = 60.83,4286.43200(1

9 45 + 0.89 41) 145 + 41= 12,6989.107

Ứng suất cho phép khi quá tải:

𝑚𝑎𝑥[𝜎𝐹]𝑐ℎ𝑚𝑎𝑥}}

Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc:

Vận tốc trượt vs :

𝑣𝑠 = 𝜋𝑑𝑤1𝑛1

60000 𝑐𝑜𝑠 𝛾𝑤= 𝜋.100.834.2857

60000.𝑐𝑜𝑠(21,8𝑜)= 4,7048 m/s < 5 m/s Trong đó:

𝛾𝑤 = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑎𝑛 ( 𝑧1

𝑞+2𝑥) = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑎𝑛 ( 4

10+2.0) = 21, 8𝑜 - góc vít lăn 𝑑𝑤1 = (𝑞 + 2𝑥)𝑚 = (10 + 2.0).10 = 100

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít của bộ truyền cần thỏa mãn điều kiện sau:

𝜎𝐻 =170𝑧2

𝑧2+ 𝑞

Hiệu suất 𝜂 của bộ truyền trục vít được tính như sau: 𝜂 =0,95 𝑡𝑎𝑛(𝛾𝑤)

𝑡𝑎𝑛(𝛾𝑤+𝜙)= 0,8476 Góc ma sát 𝜙 = 2,3464 Trang 139 [1]

Hệ số tải trọng:

𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻𝑣 =1,0178.1,2173 =1,2389

Trong đó: 𝐾𝐻𝛽- hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng 𝐾𝐻𝑣 =1,2173 - hệ số tải trọng động Với cấp chính xác là 7

𝐾𝐻𝛽 = 1 + (𝑧2𝜃)

𝑇2𝑚𝑎𝑥) = 1 + (𝑧2

(1 − 𝑘𝑡) = 1 + (4070)

(1 − 0,9046))= 1,0178

Với 𝜃 = 70 - hệ số biến dạng của trục vít, phụ thuộc z1 và q T2m – moment xoắn trung bình trên trục bánh vít

T2max – moment xoắn lớn nhất trong các moment xoắn T2i

c Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn

𝜎𝐹 =1,4𝑇2𝑌𝐹𝐾𝐹

𝑏2𝑑2𝑚𝑛 = 9,6117 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎𝐹] = 96,9072 𝑀𝑃𝑎 Trong đó:

𝑚𝑛 = 𝑚 𝑐𝑜𝑠 𝛾 = 10 𝑐𝑜𝑠( 21,8) = 9,2848 - modun pháp của răng bánh vít 𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝑣=1,2389- hệ số tải trọng

b2 = 79.2 – chiều rộng vành răng bánh vít, mm YF =1,4869 – hệ số dạng răng

[𝜎𝐹] - ứng suất uốn cho phép của răng bánh vít

vít

- to = 27oC – nhiệt độ môi trường xung quanh - 𝜂 = 0,8476– hiệu suất bộ truyền

- P1 = 11.1187 kW – công suất trên trục vít, kW - Kt = 17 W/m2 oC – hệ số tỏa nhiệt

- A = A1 + A2 = 20𝑎𝑤2 + 0,2A1 = 1,3067 m2 – diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc

- 𝜓 = 0,275– hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy - [td] = 90 oC – nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu

4.2 Bộ truyền bánh răng thẳng 4.2.1 Xác định ứng suất cho phép

a Chọn vật liệu

Tính độ võng cho phép 141

Bảng 4.4 Thông số vật liệu

b Xác định ứng suất cho phép

Bảng 4.5 Xác định ứng suất cho phép

NHO1 = 30HHB2,4 = 17,07 106 MPa NHO2 = 30HHB2,4 = 17,07 106 MPa

NHE1= 60c ∑ ( TiTmax)

niti = 60.1.83,8246.43200 [(1)3 45

45 + 41+ (0,8)

45 + 41] = 16,5937 107NHE2= 60c ∑ ( Ti

niti = 60.1.27,2727.43200 [(1)3 45

45 + 41+ (0,8)

45 + 41] = 5,42446.107

NFE1 = 60c ∑ ( TiTmax)

niti = 60.83,8246.43200 [(1)6 45

45 + 41+ (0,8)

45 + 41] = 14,0178 107NFE2 = 60c ∑ ( Ti

niti = 60.1.27,27.43200 [(1)6 45

45 + 41+ (0,8)

45 + 41] = 4,58241 107KHL1 = √N6 HO1/NHE = 0,6845 KHL2 = √N6 HO2/NHE = 0.8247

[σH2] =σHlim2

570 × 0,82471,1= 427,3519 MPa [σF1] =σFlim1

o KFCKFLSF

=450 × 0,5528 × 11,75

= 142,1470 MPa

[σF2] =σFlim2

o KFCKFLSF

=450 × 1 × 0,66601,75

= 171,2651 MPa [σH1]𝑚𝑎𝑥 = 2,8σch = 1540 MPa [σH2]𝑚𝑎𝑥 = 2,8σch = 1540 MPa

[σF1]𝑚𝑎𝑥 = 0,8σch = 440 MPa [σF1]𝑚𝑎𝑥 = 0,8σch = 440 MPa

4.2.2 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền

Ka, Kd – hệ số phụ thuộc vào vật liệu, tra bảng tài liệu [2] ta có: Ka = 49,5 MPa1/3 Kd = 77 MPa1/3

KHβ – hệ số kể đến ảnh hưởng đến sự phân bố tải trọng, tra bảng ta được ψba = 0,2981

ψbd = 0.53(u + 1)ψba = 0,6413

Dựa vào ψbd tra bảng 6.7 tài liệu [2]

KHβ = 1,0245

Khoảng cách trục aw

aw = Ka(u + 1)√ T2KHβ[σH]2uψba3

= 429,808 mm

4.2.3 Xác định các thông số ăn khớp a Xác định môđun

m = (0,01 ÷ 0,02)aw = 4,3 ÷ 8,6 Chọn m = 6

b Xác định số răng

aw = m(z1+ z2)/(2cosβ) β = 0 do đây là bộ truyền bánh răng trụ thẳng

Suy ra, số răng bánh lớn

z2 = uz1 = 107,067 Lấy z2 = 107 răng

Suy ra, khoảng cách trục

aw =m(z1+ z2)

c Các thông số của bộ truyền bánh răng

Bảng 4.6 Xác định kích thước bộ truyền bánh răng

aw ) = 20o

4.2.4 Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc

Ứng suất tiêp xúc trên mặt răng làm việc σH =ZMZHZε

2T2KHβKHv(u + 1)bwu

= 241,0650 Mpa < 354,5946 σH < [σH]

=> Do đó điều kiện bền tiếp xúc thỏa Trong đó:

ZM = 274 MPa1⁄2 – hệ số ảnh hưởng đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, trị số được tra trong bảng 6.5 tài liệu [2]

ZH – hệ số ảnh hưởng đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = √2 cos(βb)

sin 2αtw = 1,7639 βb = 0 – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

tan(βb) = cos(αt) tan(β) = cos(20) tan(0) = 0 βb = 0

αtw = 20o

εα – hệ số trùng khớp dọc

εα = √da1

2 − db12 + √da22 − db22 − 2awsin(αtw)2πm cos(αt)

= 1,7732

Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng 𝑍𝜀 = √4−𝜀𝑎

KHv – hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Vận tốc vòng:

vH = δHgov√aw

Với δH = 0,006 – hệ số ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 tài liệu [2]

go = 53 - ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2, tra bảng 6.16 tài liệu [2]

bw = 127 –chiều rộng vành răng, mm

4.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

σF1 =2T2KFYεYβYF1

bwdw1m = 63,9116 ≤ 257,14 σF1 ≤ [σF1] (thỏa bền)

σF2 =σF1YF2

YF1 = 61,3552 ≤ 171,2651 σF2 ≤ [σF2] (thỏa bền)

KFv = 2,024 – hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

4.2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Hệ số quá tải

Kqt =Tmax

σHmax = σH√Kqt = 265,5932 ≤ [σH]𝑚𝑎𝑥 = 1540 MPa σF1max = σF1Kqt = 146,9968 ≤ [σF1]𝑚𝑎𝑥 = 440 MPa σF2max = σF2Kqt = 141,1169 ≤ [σF2]𝑚𝑎𝑥 = 440 MPa

2) = 2 × 1869,77 × 5 × 𝑠𝑖𝑛 (164,8145

Lực tác dụng lên bộ truyền trục vít – bánh vít Fa1 = Ft2 =2T2

d2 = 5481,08 N Ft1 = Fa2 = Fa1tan(γ + φ) = 3149,96 N Fr1 = Fr2 = Fa1cos (φ)

cos (γ + φ)tan(α) cos(γ) = 2038,51 N Trong đó :

d2 – đường kính vòng chia bánh vít, mm T2 – momen xoắn trên trục bánh vít, Nmm

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

0.2 × 153

= 34,87709 𝑚𝑚 Chọn d1 = 45 mm

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

Xác định chiều rộng bo theo đường kính d1

Chọn bo = 25 mm tra bảng 10.2 tài liệu [2] Chiều dài mayơ bánh đai

lm = (1,2 … 1,5)d1 = (48 … 60) 𝑚𝑚 Chọn lm = 58,5 mm

Bảng 5.1 Trị số của các khoảng cách

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách của các chi tiết quay

k1 = 15 mm Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong

l11 = (0.9 … 1)daM2 = 380 mm l13=l11

Với daM2 – đường kính ngoài của bánh vít

d Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

Chọn hệ trục tọa độ như hình vẽ :

2 + FByl11 = 0 ∑ My = Ft1l13− Frl12+ FBxl11 = 0

FAx = −3998,4 NFBx = −1190,0 NFAy = 1343,9 NFBy = 694,7 N

Biểu đồ nội lực :

Hình 5.4 Biểu đồ nội lực

Tính moment uốn tổng và moment tương đương Tiết diện 1:

Mtđ1 = √M12+ 0.75Mz2 = 106802,1Nmm Tiết diện 2:

Mtđ2 = √M22+ 0.75Mz2 = 146263,1 Nmm Tiết diện 3:

Mtđ3 = √M32+ 0.75Mz2 = 234508,9 Nmm Tiết diện 4:

Mtđ4 = √M42+ 0.75Mz2 = 0 Nmm

Tính đường kính trục tại các tiết diện với [σ] = 58 MPa Tiết diện 1:

d1 = √M3 tđ1/(0.1[𝜎])= 26,4069 mm Tiết diện 2:

d2 = √M3 tđ2/(0.1[𝜎]) = 29,3248 mm Tiết diện 3:

d3 = √M3 tđ3/(0.1[𝜎]) = 34,3224 mm Tiết diện 4:

5.1.3 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau :

sj = sσjsτj√sσj2+ sτj2

≥ [s]

Trong đó : [s] = 2,5 … 3 – là hệ số an toàn cho phép

sσj, sτj – hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j :

Kσdjσaj+ ψσσmj

Kτdjτaj+ ψττmjσ−1, τ−1 – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng

σ−1 = 0,436σb = 370,6 MPa τ−1 = 0,58σ−1 = 214,948 MPa

σaj, τaj, σmj, τmj – biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp σaj =σmaxj − σminj

2σmj =σmaxj + σminj

Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, đo đó : σmj = 0

σaj = MjWj

Trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó τmj = τaj = τmaxj/2 = Tj/(2Woj)

Wj, Woj – là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục

ψσ, ψτ – hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi Kσdj = (Kσ/εσ+ Kx − 1)/Ky

Kτdj= (Kτ/ετ+ Kx − 1)/KyKx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục

εσ, ετ – hệ số ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn bền mỏi Kσ, Kτ- hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn

Tại tiết diện 2:

Tra bảng 10.12 tài liệu [2] ta được :

Kσ = 2,8 Kτ = 1,87

Tra bảng 10.10 tài liệu [2] dựa vào đường kính d2 = 35 và vật liệu chế tạo trục : εσ = 0,83

ετ = 0,715

εσ + Kx − 1

Kτd2 =Kτ

ετ + Kx − 1

Tra bảng 10.7 tài liệu [2] ta được :

ψσ = 0,1 ψτ = 0,05 Trục tiết diện tròn nên :

W2 =πd23

Wo2 =πd23

σa2 =M2

2Suy ra

Kσd2σa2 + ψσσm2 = 16,1265

Kτd2τa2 + ψττm2 = 54,7236 s2 = sσ2sτ2

√sσ22+ sτ22 = 15,4688

Tại tiết diện 3:

Tra bảng 10.12 tài liệu [2] ta được :

Kσ = 2,80 Kτ = 1,87

Tra bảng 10.10 tài liệu [2] dựa vào đường kính d3 = 45 và vật liệu chế tạo trục : εσ = 0,81

ετ = 0,76