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

Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền

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:

Trong đó: F là lực kéo xích tải, N

V – Vận tốc xích tải, m/s Plv – Công suất trên đĩa xích, kW Công suất tính toán

Hiệu suất của bộ truyền động η = η đ η br η tv η 𝑜𝑙 3 η nt = 0.95 × 0.96 × 0.87 × 0.99 3 × 1 = 0,7698 Trong đó: η đ – hiệu suất bộ truyền đai η br – hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ η tv – hiệu suất bộ truyền trục vít η ol – hiệu suất cặp ổ lăn, ổ trượt η nt – hiệu suất khớp nối đàn hồi

Công suất trên trục động cơ

Số vòng quay trục công tác

Trong đó: v – vận tốc xích tải (m/s) 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)

𝑢 𝑡 S,5333 Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Lựa chọn động cơ theo quy tắc:

Do đó ta chọn kiểu động cơ 2p=2, nđb= 3000 vòng/ phút

Vận tốc quay, vòng/phút 𝑐𝑜𝑠𝜑 𝑇 𝑚𝑎𝑥

Phân phối tỉ số truyền

Tính lại tỉ số truyền u t =𝑛 đ𝑐 𝑛 𝑙𝑣 = 1460

27,2727 = 53,3333 = 𝑢 đ 𝑢 ℎ Phân phối tỉ số truyền u t = u đ u h = 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 u h = 30,3905

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng là thép nhóm I (HB ≤ 350), và bánh răng thẳng nên chọn c = 2,5 Từ đó dựa vào đồ thị hình 3.24 tài liệu [2] ta xác định được: u 𝑡𝑣 = 10 và u 𝑏𝑟 = 3,03905.

Công suất, moment và số vòng quay trên các trục

2.3.2 Số vòng quay trên các trục

Trục Thông số Động cơ 1 2 3

Tính toán bộ truyền hở

Chọn loại đai

Với công suất 11,1187 (𝑘𝑊), và vận tốc đai nhỏ 821,2499 vòng/phút Dựa vào hình 4.1 tài liệu [2] ta chọn được tiết diện đai hình thang

Bảng 3.1 Các thông số của đai hình thang

Kích thước tiết diện, mm Diện tích tiết diện A, mm 2 Đường kính bánh đai nhỏ d1, mm

Chiều dài giới hạn l, bt b h y0 mm Đai hình thang hẹp

Xác định thông số của bộ truyền đai

Chọn đường kính bánh đai nhỏ d1= 160 mm

Xác định vận tốc vòng đai:

Trong đó: d1 – đường kính bánh dẫn (bánh đai nhỏ), mm n1 – số vòng quay bánh dẫn (bánh đai nhỏ), vòng/ phút Đối với đai thang v < 25 m/s

Theo công thức 4.2 tài liệu [2], ta xác định được đường kính bánh đai lớn:

Chọn d2 theo tiêu chuẩn, d2 = 280 mm

Tính lại tỉ số truyền 𝑢 đ = 𝑑 2

Tỉ số truyền uđ =1,7857 Theo bảng 4.14, tr.60, [2]:

Chọn được a= 1,275𝑑 2 57 Khoảng cách trục thỏa mãn điều kiện sau:

Xác định chiều dài đai:

Xác định lại khoảng cách trục:

Kiểm tra số vòng chạy i

Bảng 3.2 Kết quả thông số bộ truyền

Xác định số đai

Số đai z được tính theo công thức: trang 78

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

𝐶 𝛼 = 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

SVTH: Hồ Tấn Lộc 9 các dãy đai

4,2 mm 19 mm 12,5 mm 112 … 160 mm 10.2 mm

B = (z – 1)t + 2e = (5 – 1)×19 + 2×12,5 = 101 mm Đường kính ngoài của bánh đai da 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

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

Lực căng trên 1 đai được xác định như sau: (trang 73)

Với Fv – lực căng do lực ly tâm sinh ra

Lực tác dụng lên trục

SVTH: Hồ Tấn Lộc 10 Ứng suất lớn nhất trên dây đai:

Tính toán bộ truyền trong hộp giảm tốc

Bộ truyền trục vít – bánh vít

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

Vật liệu bánh vít Cách đúc 𝜎 𝑏 (MPa) 𝜎 𝑐ℎ (MPa) БpA ж 9 − 4 Dùng khuôn kim loại hoặc đúc ly tâm 500 200

Chế tạo bằng cách loại thép carbon chất lượng tốt và thép hợp kim Tải trọng trung bình dùng thép tôi cải thiện đạt độ rắn HB < 350 b Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [𝛔 𝐇 ] [𝜎 𝐻 ] = 141.792MPa c Ứng suất uốn cho phép

[𝜎 𝐹𝑂 ] = 0,25𝜎 𝑏 + 0,08𝜎 𝑐ℎ = 141 MPa – ứng suất uốn cho phép ứng với 10 6 chu kì, MPa

KFL – hệ số tuổi thọ

= 8,2963 10 7 d Ứng suất cho phép khi quá tải

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

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

40 + 10 = 9,5342 Chọn m b Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc

𝑑 𝑤1 = (𝑞 + 2𝑥)𝑚 = (10 + 2.0).10 = 100 vs > 5 m/s do đó cần phải chọn lại vật liệu đồng không thanh thiếc

Bảng 4.2 Chọn vật liệu bánh vít

Vật liệu bánh vít Cách đúc 𝜎 𝑏 (MPa) 𝜎 𝑐ℎ (MPa) Бp 𝐴 10 − 4 − 4 Dùng khuôn kim loại 600 200

Chế tạo bằng cách loại thép carbon chất lượng tốt và thép hợp kim Tải trọng trung bình dùng thép tôi cải thiện đạt độ rắn HB < 350

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:

[𝜎 𝐻𝑂 ] = 0,9𝜎 𝑏 = 0,9.600 = 540 MPa – ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với 10 6 chu kì, MPa

KHL – hệ số tuổi thọ

,5380.10 7 Ứng suất uốn cho phép:

[𝜎 𝐹𝑂 ] = 0,25𝜎 𝑏 + 0,08𝜎 𝑐ℎ = 0,25.600 + 0,08.200 = 166 MPa – ứng suất uốn cho phép ứng với 10 6 chu kì, MPa

KFL – hệ số tuổi thọ

= 12,6989.10 7 Ứng suất cho phép khi quá tải:

Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc:

𝑑 𝑤1 = (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:

𝑞 = 141,792 ≤ [𝜎 𝐻 ] = 383,2387 𝑀𝑃𝑎 Hiệu suất 𝜂 của bộ truyền trục vít được tính như sau:

Trong đó: 𝐾 𝐻𝛽 - hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

𝐾 𝐻𝑣 =1,2173 - hệ số tải trọng động Với cấp chính xác là 7

= 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

T2i, ti, n2i, là moment xoắn, thời gian làm việc (giờ) và số vòng quay trong một phút ở chế độ i

T2max – moment xoắn lớn nhất trong các moment xoắn T2i c Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn

𝑚 𝑛 = 𝑚 𝑐𝑜𝑠 𝛾 = 10 𝑐𝑜𝑠( 21,8) = 9,2848 - modun pháp của răng bánh vít

𝐾 𝐹 = 𝐾 𝐹𝛽 𝐾 𝐹𝑣 =1,2389- hệ số tải trọng b2 = 79.2 – chiều rộng vành răng bánh vít, mm

YF =1,4869 – hệ số dạng răng

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

Bảng 4.3 Xác định kích thước bộ truyền trục vít

Thông số Kí hiệu Công thức tính

Hệ số dịch chỉnh x Không dịch chỉnh Đường kính vòng chia d 𝑑 1 = 𝑞𝑚 = 100

𝑑 2 = 𝑚𝑧 2 = 400 Đường kính vòng đỉnh da 𝑑 𝑎1 = 𝑑 1 + 2𝑚 = 120

𝑑 𝑎2 = 𝑚(𝑧 2 + 2 + 2𝑥) = 420 Đường kính vòng đáy df 𝑑 𝑓1 = 𝑚(𝑞 − 2,4) = 76

𝑑 𝑓2 = 𝑚(𝑧 2 − 2,4 + 2𝑥) = 376 Đường kính ngoài của bánh vít daM2 𝑑 𝑎𝑀2 ≤ 𝑑 𝑎2 + 𝑚 = 420 + 10 = 430

Chiều dài phần cắt ren của trục vít b1 𝑏 1 ≥ (12,5 + 0,09𝑧 2 )𝑚 = 161

𝑑 𝑎1 − 0,5𝑚) = 43,5270 d Tính nhiệt truyền động trục vít

Nhiệt độ td của dầu trong hộp giảm tốc phải thỏa mãn điều kiện:

- to = 27 o C – nhiệt độ môi trường xung quanh

- P1 = 11.1187 kW – công suất trên trục vít, kW

- Kt = 17 W/m 2 o C – hệ số tỏa nhiệt

- A = A1 + A2 = 20𝑎 𝑤 2 + 0,2A1 = 1,3067 m 2 – 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 o C – nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu

Bộ truyền bánh răng thẳng

Tính độ võng cho phép 141

Bảng 4.4 Thông số vật liệu

Vật liệu Nhiệt luyện Độ rắn 𝛔 𝐛 𝛔 𝐜𝐡 Bánh nhỏ thép 40X Tôi cải thiện HB 230 … 260 (250) 850 550 Bánh lớn thép 40X Tôi cải thiện HB 230 … 260(250) 850 550 b Xác định ứng suất cho phép

Bảng 4.5 Xác định ứng suất cho phép σ Hlim1 o = 2HB + 70 = 570 MPa σ Hlim2 o = 2HB + 70 = 570 MPa σ Flim1 o = 1,8HB = 450 MPa σ Flim2 o = 1,8HB = 450MPa

N HO1 = 30H HB 2,4 = 17,07 10 6 MPa N HO2 = 30H HB 2,4 = 17,07 10 6 MPa

45 + 41] = 4,58241 10 7 K HL1 = √N 6 HO1 /N HE = 0,6845 K HL2 = √N 6 HO2 /N HE = 0.8247

K FL1 = √N 6 FO /N FE = 0,5528 K FL2 = √N 6 FO /N FE = 0.6660

[σ H1 ] 𝑚𝑎𝑥 = 2,8σ ch = 1540 MPa [σ H2 ] 𝑚𝑎𝑥 = 2,8σ ch = 1540 MPa [σ F1 ] 𝑚𝑎𝑥 = 0,8σ ch = 440 MPa [σ F1 ] 𝑚𝑎𝑥 = 0,8σ ch = 440 MPa

4.2.2 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền

K a , K d – hệ số phụ thuộc vào vật liệu, tra bảng tài liệu [2] ta có:

K a = 49,5 MPa 1/3 K d = 77 MPa 1/3 K Hβ – hệ số kể đến ảnh hưởng đến sự phân bố tải trọng, tra bảng ta được ψ ba = 0,2981 ψ bd = 0.53(u + 1)ψ ba = 0,6413 Dựa vào ψ bd tra bảng 6.7 tài liệu [2]

4.2.3 Xác định các thông số ăn khớp a Xác định môđun m = (0,01 ÷ 0,02)a w = 4,3 ÷ 8,6 Chọn m = 6 b Xác định số răng a w = m(z 1 + z 2 )/(2cosβ) β = 0 do đây là bộ truyền bánh răng trụ thẳng

Suy ra, số răng bánh lớn z 2 = uz 1 = 107,067 Lấy z 2 = 107 răng

Suy ra, khoảng cách trục a w =m(z 1 + z 2 )

2 = 426 mm c Các thông số của bộ truyền bánh răng

Bảng 4.6 Xác định kích thước bộ truyền bánh răng

Thông số Công thức tính

Khoảng cách trục chia a = 0.5m(z 2 + z 1 ) cosβ = 426 mm Khoảng cách trục 𝑎 𝑤 = 𝑎 + (𝑥 2 + 𝑥 1 − 𝛥𝑦)𝑚 = 426 mm Đường kính chia d 1 = mz 1 cosβ = 210 mm d 2 = mz 2 cosβ = 642 mm Đường kính lăn 𝑑 𝑤1 = 2𝑎 𝑤

𝑑 𝑤2 = 𝑑 𝑤1 𝑢 = 642,099 mm Đường kính đỉnh răng d a1 = d 1 + 2m(1 + x 1 − ∆y) = 222 mm d a2 = d 2 + 2m(1 + x 2 − ∆y) = 642 mm Đường kính đáy răng d f1 = d 1 − (2.5 − 2x 1 )m = 195 d f2 = d 2 − (2.5 − 2x 2 )m = 627 mm Đường kính cơ sở d b1 = d 1 cosα = 197.335 mm d b2 = d 2 cosα = 603,283 mm

Góc prôfin răng α t = arctan (tanα cosβ) = 20 o

Góc ăn khớp α tw = arccos (acosα t a w ) = 20 o

4.2.4 Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc Ứng suất tiêp xúc trên mặt răng làm việc σ H =Z M Z H Z ε d w1 √2T 2 K Hβ K Hv (u + 1) b w u

=> Do đó điều kiện bền tiếp xúc thỏa

Z M = 274 MPa 1 ⁄ 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]

Z H – hệ số ảnh hưởng đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Z H = √2 cos(β b ) sin 2α tw = 1,7639 β b = 0 – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tan(β b ) = cos(α t ) tan(β) = cos(20) tan(0) = 0 β b = 0 α tw = 20 o ε α – hệ số trùng khớp dọc

SVTH: Hồ Tấn Lộc 21 ε α = √d a1 2 − d b1 2 + √d a2 2 − d b2 2 − 2a w sin(α tw )

Z ε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

K H – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

K H = K Hβ K Hα K Hv = 0,6446 K Hβ = 0,6414– hệ số dẫn đến sự phân bố không đều tại trọng trên chiều rộng vành răng

K Hα = 1 - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp đối với bánh răng thẳng

K Hv – hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Vận tốc vòng: v =πd w1 n 2 6000 = 9,1692 m/s Theo bảng 6.13, tài liệu [2] chọn cấp chính xác là 7

2T 2 K Hβ K Hα = 1,0051 Trong đó: v H = δ H g o v√a w u = 34.4087m/s Với δ H = 0,006 – hệ số ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 tài liệu [2] g o = 53 - ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2, tra bảng 6.16 tài liệu [2] b w = 127 –chiều rộng vành răng, mm

4.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn σ F1 =2T 2 K F Y ε Y β Y F1 b w d w1 m = 63,9116 ≤ 257,14 σ F1 ≤ [σ F1 ] (thỏa bền)

T 2 = 109616– mômen xoắn trên bánh chủ động, Nmm m = 6 – môđun pháp, mm b w = 127 – chiều rộng vành răng, mm d w1 = 209,901 – đường kính vòng lăn bánh chủ động, mm Y ε – hệ số kể đến sự trùng hợp của răng

Y ε = 1 ε α = 0,5640 Y β = 1 – hệ số ảnh hưởng đến độ nghiêng của bánh răng Y F1 , Y F2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2

Y F1 = 3,75 Y F2 = 3,6 K F – hệ số tải trọng khi tính về uốn

K F = K Fβ K Fα K Fv = 2,2047 K Fβ = 1,089 – hệ số dẫn đến sự phân bố không đều tại trọng trên chiều rộng vành răng tra bảng 6.7 tài liệu [1]

K Fα = 1 - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp đối với bánh răng thẳng

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

4.2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

T = 2.3 σ Hmax = σ H √K qt = 265,5932 ≤ [σ H ] 𝑚𝑎𝑥 = 1540 MPa σ F1max = σ F1 K qt = 146,9968 ≤ [σ F1 ] 𝑚𝑎𝑥 = 440 MPa σ F2max = σ F2 K qt = 141,1169 ≤ [σ F2 ] 𝑚𝑎𝑥 = 440 MPa

Tính toán trục

Trục I

Do trục chịu tải va đập nhẹ nên ta chọn vật liệu để chế tạo trục là thép 40X tôi cải thiện σ b = 850 MPa σ ch = 550 MPa

5.1.2 Thiết kế trục a Tải trọng tác dụng lên trục

Lực tác dụng lên trục I từ các bộ truyền đai, trục vít – bánh vít

Hình 5.2 Sơ đồ lực tác dụng

Lực tác dụng từ bộ truyền đai

2 ) = 1869,77 N Lực tác dụng lên bộ truyền trục vít – bánh vít

F r1 = F r2 = F a1 cos (φ) cos (γ + φ)tan(α) cos(γ) = 2038,51 N Trong đó : d 2 – đường kính vòng chia bánh vít, mm T 2 – momen xoắn trên trục bánh vít, Nmm α = 20 o – góc prôfin trong mặt cắt dọc của trục vít γ – góc vít φ – góc ma sát b Tính sơ bộ trục Đường kính trục : d 1 ≥ √ T

Chọn d 1 = 45 mm c Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Xác định chiều rộng b o theo đường kính d 1

Chọn b o = 25 mm tra bảng 10.2 tài liệu [2]

Chiều dài mayơ bánh đai l m = (1,2 … 1,5)d 1 = (48 … 60) 𝑚𝑚 Chọn lm = 58,5 mm

Bảng 5.1 Trị số của các khoảng cách

Tên gọi Kí hiệu và giá trị

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách của các chi tiết quay k 1 = 15 mm

Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp k 2 = 15 mm

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k 3 = 15 mm

Chiều cao của nắp ổ và đầu bulông h n = 15 mm

Bảng 5.2 Trị số độ dài trục

2 = 190 mm Với d aM2 – 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 :

Hình 5.3 Sơ đồ phân tích lực

Hình 5.4 Biểu đồ nội lực

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

M tđ4 = √M 4 2 + 0.75M z 2 = 0 Nmm Tính đường kính trục tại các tiết diện với [σ] = 58 MPa Tiết diện 1: d 1 = √M 3 tđ1 /(0.1[𝜎])= 26,4069 mm Tiết diện 2: d 2 = √M 3 tđ2 /(0.1[𝜎]) = 29,3248 mm Tiết diện 3: d 3 = √M 3 tđ3 /(0.1[𝜎]) = 34,3224 mm Tiết diện 4: d 4 = 0 mm Chọn lại đường kính trục :

Bảng 5.3 Trị số đường kính trục

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 : s j = s σ j s τ j

Trong đó : [s] = 2,5 … 3 – là hệ số an toàn cho phép s σ j , s τ j – hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j : s σ j = σ −1 K σdj σ aj + ψ σ σ mj s τ j = τ −1

K τdj τ aj + ψ τ τ mj σ −1 , τ −1 – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng σ −1 = 0,436σ b = 370,6 MPa τ −1 = 0,58σ −1 = 214,948 MPa σ aj , τ aj , σ mj , τ mj – biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp σ aj =σ maxj − σ minj

2 Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, đo đó : σ mj = 0 σ aj = M j W j Trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó τ mj = τ aj = τ maxj /2 = T j /(2W oj ) W j , W oj – là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục ψ σ , ψ τ – hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

K σdj = (K σ /ε σ + K x − 1)/K y K τdj = (K τ /ε τ + K x − 1)/K y K x – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

K y – hệ số tăng bền bề mặt trục ε σ , ε τ – hệ số ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn bền mỏi K σ , K τ - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn

Tra bảng 10.12 tài liệu [2] ta được :

K σ = 2,8 K τ = 1,87 Tra bảng 10.10 tài liệu [2] dựa vào đường kính d 2 = 35 và vật liệu chế tạo trục : ε σ = 0,83 ε τ = 0,715

Tra bảng 10.8, 10.9 tài liệu [2] ta được :

K y = 2,4 (Tôi bằng dòng điện cao tần)

K y = 1,0897 Tra bảng 10.7 tài liệu [2] ta được : ψ σ = 0,1 ψ τ = 0,05 Trục tiết diện tròn nên :

K σ = 2,80 K τ = 1,87 Tra bảng 10.10 tài liệu [2] dựa vào đường kính d 3 = 45 và vật liệu chế tạo trục : ε σ = 0,81 ε τ = 0,76

Tra bảng 10.8, 10.9 tài liệu [2] ta được :

K y = 1,0252 Tra bảng 10.7 tài liệu [2] ta được : ψ σ = 0,1 ψ τ = 0,05 Trục tiết diện tròn nên :

5.1.4 Chọn và kiểm nghiệm then a Chọn then

Dùng then bằng tại tiết diện 1

Bảng 5.4 Thông số then Đường kính trục

Kích thước tiết diện then

Chiều sâu rảnh then Bán kính góc lượn của rãnh 𝐫

Trên lỗ 𝐭 𝟐 Nhỏ nhất Lớn nhất

40 12 8 5 3,3 0,25 0,4 b Kiểm nghiệm then Điều kiện bền dập σ d = 2T dl t (h − t 1 )= 42,4249 MPa ≤ [σ d ] τ c = 2T dl t b= 10,6062 MPa ≤ [τ c ] Trong đó : l t – là chiều dài then l t = (0,8 … 0,9)l m = (44 … 49,5) Chọn l t = 50 mm

[σ d ] - ứng suất dập cho phép, MPa

[σ d ] = 100 MPa [τ c ] - ứng suất dập cho phép, MPa

5.1.5 Lựa chọn ổ lăn a Chọn loại ổ lăn

Số vòng quay n = 930,1587 vg/ph Phản lực tại các ổ đỡ A và B

F rA = 4218,1595 N F rB = 1378,0097 N F a1 = 5481,0838 N Đây là trục vít có thành phần lực dọc trục lớn vì vậy ta chọn cặp ổ đũa côn 1 dãy lắp ở tiết diện 2 (gối đỡ 0) và ổ tùy động lắp tại tiết diện 4 (gối đỡ 1) b Chọn kích thước ổ lăn

Bảng 5.5 Thông số ổ đũa côn

Hệ số tải trọng dọc trục: e = 1.5tan (11) = 0,2916 Tỉ số

X = 0,4 Y = 0,4cotgα = 2,0578 Tải trọng động quy ước

L hE = K HE L h ∑ = 10800 K HE = 0,25 - hệ số chế độ tải trọng

L h ∑ = 43200 - tổng số giờ làm việc L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

Q E = √∑(Q m m i L i )/ ∑ L i = 11,7636 kN m – bậc của đường cong mỏi

SVTH: Hồ Tấn Lộc 34 m = 10/3 Khả năng tải động

C d = Q E m √L = 77,6970 kN ≤ 90,5 kN Vậy C d ≤ C thỏa khả năng tải động

Bảng 5.6 Thông số ổ bi đỡ 1 dãy

Trước tiên ta xác định tỉ số: iF a1 C 0 T81.0838

53000 = 0,10341 Từ đó suy ra hệ số tải trọng dọc trục: e = 0,2914 Tỉ số

X = 0,56 Y = 1,4753 Tải trọng động quy ước

Q 1 = VF r1 k t k đ = 1378,0098 N L hE = K HE L h ∑ = 10800 K HE = 0,25 - hệ số chế độ tải trọng

Q E = √∑(Q m m i L m )/ ∑ L i = 1332,74 N m – bậc của đường cong mỏi m = 3 Khả năng tải động

C d = Q E m √L= 10,857 kN ≤ 26,7 kN Vậy C d ≤ C thỏa khả năng tải động

Trục II

Lực tác dụng lên trục II từ các bộ trục vít – bánh vít, bánh răng thẳng

Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng

F a1 = 0 N Lực tác dụng lên bộ truyền trục vít – bánh vít

F r2 = F a1 cos (φ) cos (γ + φ)tan(α) cos(γ) = 2038,51 N Trong đó :

SVTH: Hồ Tấn Lộc 36 d 2 – đường kính vòng chia bánh vít, mm T 2 – momen xoắn trên trục bánh vít, Nmm 𝛼 = 20 𝑜 – góc prôfin trong mặt cắt dọc của trục vít 𝛾 – góc vít

𝜑 – góc ma sát b Tính sơ bộ trục Đường kính trục : d 2 ≥ √ T

Chọn d 2 = 85 𝑚𝑚 c Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Xác định chiều rộng b o theo đường kính d 1 Chọn b o = 41 tra bảng 10.2 tài liệu [2]

Chiều dài mayơ bánh răng l m22 = (1,2 … 1,5)d 2 = 102 … 127,5 Chọn lm = 127

Chiều dài mayơ bánh vít l m23 = (1,2 … 1,8)d 2 = 102 … 153 Chọn lm = 120

Bảng 5.7 Trị số của các khoảnl g cách

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách của các chi tiết quay k 1 = 15

Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp k 2 = 15

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k 3 = 15 Chiều cao của nắp ổ và đầu bulông h n = 15

II l 21 = l m23 + l m22 + b o + 3k 1 + 2k 2 = 363 mm l 22 = 0,5(l m22 + b o ) + k 1 + k 2 = 114 mm l 23 = 0,5(b o + l m23 ) + l m22 + 2k 1 + k 2 = 252,5 mm d Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

Chọn hệ trục tọa độ như hình vẽ:

Tính đường kính trục tại các tiết diện với [σ] = 52,5 MPa Tiết diện 1: d 1 = 0 mm Tiết diện 2: d 2 = √M 3 tđ2 /(0.1[𝜎]) = 61,3639 mm Tiết diện 3: d 3 = √M 3 tđ3 /(0.1[𝜎]) = 70,8736 mm Tiết diện 4: d 4 = 0 mm Chọn lại đường kính trục :

Bảng 5.9 Thông số đường kính trục

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 :

Trong đó : [s] = 2,5 … 3 – là hệ số an toàn cho phép σ −1 , τ −1 – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng σ −1 = 0,436σ b = 370,6 MPa τ −1 = 0,58σ −1 = 214,948 MPa

K σ = 2,01 K τ = 1,88 Tra bảng 10.10 tài liệu [2] dựa vào đường kính d 2 = 70 và vật liệu chế tạo trục : ε σ = 0,76 ε τ = 0,73 Tra bảng 10.8, 10.9 tài liệu [2] ta được :

K y = 1,0731 Tra bảng 10.7 tài liệu [2] ta được : ψ σ = 0,1 ψ τ = 0,05 Tại tiết diện 2 trục có 1 rãnh then nên :

Dùng then bằng tại tiết diện 2 và 3

Tại tiết diện 2 : Điều kiện bền dập σ d = 2T dl t (h − t 1 )= 63,2737 MPa ≤ [σ d ] τ c = 2T dl t b= 14,2365 MPa ≤ [τ c ] Trong đó : l t – là chiều dài then l t = (0,8 … 0,9)l m = (101,6 … 114,3) Chọn l t = 110 mm

[τ c ] - ứng suất dập cho phép, MPa

Tại tiết diện 3 : Điều kiện bền dập σ d = 2T dl t (h − t 1 )= 94,4312 MPa ≤ [σ d ] τ c = 2T dl t b= 121,2470 MPa ≤ [τ c ] Trong đó : l t – là chiều dài then l t = (0,8 … 0,9)l m = (96 … 108) Chọn l t = 200 mm

[σ d ] = 100 MPa [τ c ] - ứng suất dập cho phép, MPa

F rA = 4639,753N F rB = 5103,304 N F a2 = 3149,957 N Do có lực dọc trục nên ta chọn ổ đũa côn, tạ i vị trí A, B b Chọn kích thước ổ lăn Ổ đũa côn Bảng 5.2.5: Thông số ổ lăn

Hệ số tải trọng dọc trục: e = 1,5tanα = 0,3052 Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ:

𝐹 𝑠0 = 0,83𝑒𝐹 𝑟0 = 1175,241 𝑁 𝐹 𝑠1 = 0,83𝑒𝐹 𝑟1 = 1292,657 𝑁 Tổng lực dọc trục tác dụng vào các ổ:

Ta thấy ∑ 𝐹 𝑎1 > 𝐹 𝑠1 , do đó: 𝐹 𝑎1 = ∑ 𝐹 𝑎1 = 4325,2 𝑁 Xác định X và Y: Đối với ổ 0, tỉ số

Q 0 = (XVF r0 + YF a0 )k t k đ = 6884,33 N Đối với ổ 1, tỉ số

Q 1 = (XVF r1 + YF a1 )k t k đ = 13181,2 N Như vậy ta chỉ cần tính cho ổ 1 là ổ chịu lực lớn hơn

L hE = K HE L h ∑ = 10800 K HE = 0.25 - hệ số chế độ tải trọng

SVTH: Hồ Tấn Lộc 45 m – bậc của đường cong mỏi m = 10/3 Khả năng tải động

C d = Q E m √L = 40,0233 kN Vậy C d ≤ C Vậy ổ thỏa khả năng tải động

Trục III

Lực tác dụng lên trục I từ các bộ truyền đai, trục vít – bánh vít

Lực tác dụng nối trục

F r = (0,2 … 0,3)2T 3 /D t = 8852,921 N Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng thẳng

F a2 = F a1 = 0 N Trong đó : d 2 – đường kính vòng chia bánh vít, mm T 2 – momen xoắn trên trục bánh vít, Nmm α = 20 o – góc prôfin trong mặt cắt dọc của trục vít γ – góc vít φ – góc ma sát

SVTH: Hồ Tấn Lộc 47 b Tính sơ bộ trục Đường kính trục : d 3 ≥ √ T

Chọn d 3 = 100 mm c Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Xác định chiều rộng b o theo đường kính d 3 Chọn b o = 47 mm tra bảng 10.2 tài liệu [2]

Chiều dài mayơ bánh răng trụ l m33 = (1,2 … 1,5)d 3 = 127 (120 … 150) 𝑚𝑚 Chiều dài mayơ nửa khớp nối – nối trục đàn hồi l m32 = (1,4 … 2,5)d 3 = 180 (140 … 250)𝑚𝑚

Bảng 5.11 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 k 1 = 15 mm

Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp k 2 = 15 mm

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k 3 = 15 mm

Chiều cao của nắp ổ và đầu bulông h n = 15 mm

I (trục vít) l32 = 0,5(lm32 +bo) + k3 + hn = 143,5 mm l33 = 114 mm l31 = 363 mm d Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục Chọn hệ trục tọa độ như hình vẽ

Tính đường kính trục tại các tiết diện với [σ] = 50 MPa Tiết diện 1: d 1 = √M 3 tđ1 /(0.1[𝜎])= 82,0320 mm Tiết diện 2: d 2 = √M 3 tđ2 /(0.1[𝜎]) = 84,7008 mm Tiết diện 3: d 3 = √M 3 tđ3 /(0.1[𝜎]) = 86,6239 mm Tiết diện 4: d 4 = 0 mm Chọn lại đường kính trục :

Bảng 5.13 Thông số đường kính trục

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 :

Trong đó : [s] = 2,5 … 3 – là hệ số an toàn cho phép σ −1 , τ −1 – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng σ −1 = 0,436σ b = 370,6 MPa τ −1 = 0,58σ −1 = 214,948 MPa

K y = 2,7857 Tra bảng 10.7 tài liệu [2] ta được : ψ σ = 0,1 ψ τ = 0,05 Tại tiết diện 2 trục có tiết diện tròn nên :

Dùng then bằng cao tại tiết diện 3

108 28 25 15 10,4 0,4 0,6 b Kiểm nghiệm then Điều kiện bền dập σ d = 2T dl t (h − t 1 )= 53,6541 MPa ≤ 100 Mpa σ d < [σ d ] nên thỏa bền τ c = 2T dl t b= 30,6525 MPa ≤ 60 MPa τ c < [τ c ] nên thỏa bền Trong đó : l t – là chiều dài then l t = (0,8 … 0,9)l m = (96 … 108) Chọn l t = 108 mm

[τ c ] - ứng suất dập cho phép, MPa

SVTH: Hồ Tấn Lộc 55 b Chọn kích thước ổ lăn

Hệ số tải trọng dọc trục: e = 0,68 Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ:

𝐹 𝑠0 = 𝑒𝐹 𝑟0 = 2178.223 𝑁 𝐹 𝑠1 = 𝑒𝐹 𝑟1 = 3352.329 𝑁 Tổng lực dọc trục tác dụng vào các ổ:

Ta thấy ∑ 𝐹 𝑎1 < 𝐹 𝑠1 , do đó: 𝐹 𝑎1 = 𝐹 𝑠1 = 2178.223 𝑁 Xác định X và Y: Đối với ổ 0, tỉ số

Q 0 = (XVF r0 + YF a0 )k t k đ = 5287.33 N Đối với ổ 1, tỉ số

X = 1 Y = 0 Tải trọng động quy ước

Q 1 = (XVF r1 + YF a1 )k t k đ = 6162.37 N Như vậy ta chỉ cần tính cho ổ 1 là ổ chịu lực lớn hơn

L hE = K HE L h ∑ = 10800 K HE = 0.25 - hệ số chế độ tải trọng

Q E = √∑(Q m m i L m )/ ∑ L i = 5641.73 N m – bậc của đường cong mỏi m = 3 Khả năng tải động

Nối trục vòng đàn hồi

Hình 5.11 Nối trục vòng đàn hồi.

Các chi tiết khác và bôi trơn hộp giảm tốc

Kết cấu bánh răng

Hình 6.1 Kết cấu bánh răng trụ Đối với bánh răng trụ δ = (2,5 … 4)m = 18.13 mm Chiều dày mayơ l thường chọn theo đường kính d của bề mặt lắp ghép l = (0,8 … 1,8)d = 127.8 mm Mayơ cần đủ cứng và đủ bền, vì vậy, đường kính ngoài th ường chọn bằng

D = (1,5 … 1,8)d = 180.1 mm Đĩa nối mayơ với vành răng Chiều dày của đĩa được chọn như sau

C = (0,2 … 0,3)b = 32 mm Đường kính lỗ d o = (12 … 25) = 24mm Đường kính tâm lỗ đối với bánh răng trụ

Hình 6.2 Kết cấu bánh vít d = (1,2 … 1,5)m = 14 mm l 1 = (0,3 ÷ 0,5)B = 32 mm l 2 = (0,15 ÷ 0,2)B = 12 mm a = 238.36 mm

Một số kết cấu chi tiết khác

Hình 6.3 Kết cấu vòng móc

Hình 6.4 Kết cấu chốt định vị

Bảng 6.1 Kích thước chốt định vị d c l

Hình 6.5 Kết cấu cửa thăm

Bảng 6.2 Kích thước cửa thăm

Hình 6.6 Kết cấu nút thông hơi

Bảng 6.3 Kích thước nút thông hơi

Hình 6.7 Kết cấu nút tháo dầu

Bảng 6.4 Kích thước nút tháo dầu d b m f L c q D S 𝐃 𝐨

Bôi trơn hộp giảm tốc

60000.𝑐𝑜𝑠(21,8 𝑜 )= 5,24 m/s Nên ta chọn độ nhớt theo bảng sau

Bảng 6.5 Đặt tính độ nhớt Đặc tính Vận tốc trượt, m/s Đặc tính làm việc 5 − 10 Độ nhớt 116(11)

Phương pháp bôi trơn Phun hoặt ngâm dầu

Bảng 6.6 Thông số của dầu

Tên gọi Độ nhớt Khối lượng riêng 𝐠/𝐜𝐦 𝟑 ở 𝟐𝟎 𝐨 𝐂

Dầu ô tô máy kéo AK - 20 ≥ 9,48 −

Vỏ hộp

Bảng 6.7 Thông số vỏ hộp

Tên gọi Biểu thức tính toán, đơn vị (mm)

Thân hộp δ Nắp hộp δ 1 δ = 0,03a + 3 = 15,87 Chọn δ = 16 mm δ 1 = 0.9= 14,4 mm

Chiều dày, e Chiều cao, h Độ dốc e = (0,8 ÷ 1)δ = (12,8 ÷ 16) = 14

Bulông nền, d 1 Bulông cạnh ổ, d 2 Bulông ghép bích nắp và thân, d 3 Vít ghép nắp ổ, d 4

Vít ghép nắp cửa thăm, d 5 d 1 > 0,04a + 10 = 27.04 Chọn d 1 = 28 d 2 = (0,7 ÷ 0,8)d 1 = (18,9 ÷ 21,6)

Kích thước gối trục I, D = 122 Đường kính ngoài và tâm lỗ vít:

Bề rộng mặt lắp ghép bu lông cạnh ổ:K 2

Tâm lỗ bu lông cạnh ổ: E 2 và C (k là khoảng cách từ tâm bu lông đến mép lỗ)

Kích thước gối trục II D = 140 D 2 = 160, D 3 = 190, D 4 = 125

Kích thước gối trục III D = 180 D 2 = 208, D 3 = 242

Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp, S 3 Chiều dày bích nắp hộp, S 4 Bề rộng bích nắp hộp, K 3

Chiều dày khi không có phần lồi

S 1 Bề rộng mặt đế hộp K 1 và q

Khe hở giữa các chi tiết Giữa bánh răng và thành trong hộp

Giữa mặt bên các chi tiết quay với nhau

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Số lượng bu lông trên nền, Z Z = ( L + B ) / ( 200  300) = 6,4

Tiêu đề	Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải
Tác giả	Hồ Tấn Lộc
Người hướng dẫn	ThS. Lồ Sìu Vẫy
Trường học	Trường Đại học Bách Khoa – ĐHQG TP.HCM
Chuyên ngành	Cơ Kỹ Thuật
Thể loại	Đồ án thiết kế
Năm xuất bản	2024
Thành phố	Tp. Hồ Chí Minh

Định dạng
Số trang	72
Dung lượng	1,89 MB