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

Xác định các thông số của bộ truyền: .... Xác định lực căng ban đầu và lực căng tác dụng lên trục: .... Xác định 1 số thông số bộ truyền bánh răng .... Xác định thông số hình học của cặp

ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI TRƯỜNG CƠ KHÍ

NHÓM THIẾT KẾ HỆ THỐNG CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD: Phạm Hồng Phúc Sinh viên thiết kế:

Hà nội, 31 tháng 3 2024

Mục lục

CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC 4

1 Thông số cho trước ở đề bài 4

2 Công suất làm việc và yêu cầu: 4

3 Số vòng quay trên trục công tác: 5

4 Phân phối tỷ số truyền: 5

5 Thông số trên trục: 5

6 Bảng kết quả tính toán 7

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 8

1 Chọn đai: vải cao su 8

2 Xác định các thông số của bộ truyền: 8

3 Xác định tiết diện đai: 9

4 Xác định lực căng ban đầu và lực căng tác dụng lên trục: 10

4 Xác định 1 số thông số bộ truyền bánh răng 14

5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 15

6 Kiểm nghiệm độ bền uốn 16

7 Kiểm nghiệm độ bền quá tải 17

8 Xác định thông số hình học của cặp bánh răng 18

9 Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng 18

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 20

1 Thông số đầu vào: 20

1.1 Chọn khớp nối 20

1.2 Kiểm nghiệm khớp nối 21

1.3 Lực tác dụng lên trục 21

3.4 Tính momen tương đương 29

3.5 Chọn và kiểm nghiệm then 31

3.6 Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn 35

CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ KẾT CẤU 41

CHƯƠNG 6: LẮP GHÉP, BÔI TRƠN VÀ DUNG SAI 49

TÀI LIỆU THAM KHẢO 52

4

CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC

1 Thông số cho trước ở đề bài

@ = 60 (độ)

2 Công suất làm việc và yêu cầu: Plv = 𝐹 × 𝑣

1000 = 3.379 (kW) Pyc = 𝑃𝑙𝑣

𝜂

Trong đó: Plv là công suất làm việc tính trên trục công tác Pyc là công suất yêu cầu trên trục động cơ 𝜂 là hiệu suất tổng cộng của cả hệ thống - Hiệu suất của cả bộ truyền:

𝜂 = 𝜂𝑜𝑙3× 𝜂𝐾𝑁 × 𝜂đ × 𝜂𝐵𝑅 (1) - Tra bảng 2.3/19 ta chọn như sau:

𝜂𝑜𝑙 = 0.99, 𝜂𝐾𝑁 = 0.99, 𝜂đ = 0.95, 𝜂𝐵𝑅 = 0.96  𝜂 = 0.88

- Công suất yêu cầu trên trục động cơ: Pyc = 𝑃𝑙𝑣

𝜂 = 3.86 (kW)

𝑛đ𝑐(𝑠𝑏) = 𝑛𝑙𝑣 × 𝑢𝑠𝑏o Trong đó 𝑢𝑠𝑏 = 𝑢đ × 𝑢𝐵𝑅

- Tra bảng 2.4/21 ta chọn được tỷ số truyền sơ bộ như sau: 𝑢đ = 2, 𝑢𝐵𝑅 = 4.5

 𝑢𝑠𝑏 = 9

 𝑛đ𝑐(𝑠𝑏) = 913.95 (𝑣/𝑝ℎ)  Chọn 𝑛𝑠𝑏 = 1000(𝑣/𝑝ℎ)

𝑚đ𝑐(kg)

𝑑đ𝑐(mm)

4 Phân phối tỷ số truyền:

- Tính lại tỷ số truyền chung của hệ thống: 𝑢𝑐ℎ = 𝑛đ𝑐

𝑛𝑙𝑣 = 9.355

- Chọn trước tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng côn là chẵn: 𝑢𝐵𝑅 = 4.5  𝑢đ = 𝑢𝑐ℎ

𝑢𝐵𝑅 = 2.08 5 Thông số trên trục: a Công suất:

𝑃𝑐𝑡 = 𝑃𝑙𝑣 = 3.379 (𝑘𝑊) - Công suất trên trục II: 𝑃𝐼𝐼 = 𝑃𝑙𝑣

𝐾𝑁× 𝑜𝑙

= 3.447 (𝑘𝑊)

6

- Công suất trên trục I: 𝑃𝐼 = 𝑃𝐼𝐼

𝑜𝑙× 𝐵𝑅

= 3.627 (𝑘𝑊) - Công suất thực của trục động cơ: 𝑃đ𝑐𝑡ℎự𝑐 = 𝑃𝐼

𝑜𝑙× đ

= 3.857 (𝑘𝑊) b Số vòng quay

- Số vòng quay trên trục động cơ: 𝑛đ𝑐 = 950 (𝑣/𝑝ℎ) - Số vòng quay trên trục I: 𝑛𝐼 = 𝑛đ𝑐

𝑢đ = 456.73 (𝑣/𝑝ℎ) - Số vòng quay trên trục II: 𝑛𝐼𝐼 = 𝑛𝐼

𝑢𝐵𝑅 = 101.49 (𝑣/𝑝ℎ) - Số vòng quay thực của trục công tác:

𝑛𝑙𝑣𝑡ℎự𝑐 = 𝑛𝐼𝐼

𝑢𝐾𝑁 = 101.49 (𝑣/𝑝ℎ) c Momen xoắn trên các trục:

- Momen xoắn trên trục động cơ:

𝑇đ𝑐 = 9.55 × 106×𝑃đ𝑐

𝑛đ𝑐 = 38773 (𝑁𝑚𝑚) - Momen xoắn trên trục I:

𝑇𝐼 = 9.55 × 106× 𝑃𝐼

𝑛𝐼 = 75838.79 (𝑁𝑚𝑚) - Momen xoắn trên trục II:

𝑇𝐼𝐼 = 9.55 × 106×𝑃𝐼𝐼𝑛

𝐼𝐼 = 324355.60 (𝑁𝑚𝑚) - Momen xoắn trên trục công tác là:

𝑇𝑙𝑣 = 9.55 × 106× 𝑃𝑙𝑣

𝑛𝑙𝑣 = 317956.94 (𝑁𝑚𝑚)

7

6 Bảng kết quả tính toán Trục

Thông số

Trục động cơ Trục I Trục II Trục bộ phận công tác

Tỉ số truyền u ukn = 1 ubr = 4.5 Uđ = 2.08 Tốc độ quay n

( vg/ph)

Công suất P ( kW)

Mômen xoắn T (Nmm)

38773 75838.79 324355.60 317956.94

8

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

1 Chọn đai: vải cao su

2 Xác định các thông số của bộ truyền:

- Vận tốc: v = 𝜋×𝑑1×𝑛1

60×1000 = 9.95 (𝑚/𝑠) < 𝑣𝑚𝑎𝑥 = 25 (𝑚/𝑠) - Đường kính đai bánh lớn: 𝑑2 = 𝑢 × 𝑑1× (1 − 𝜀)

Trong đó: 𝑢 là tỉ số truyền của bộ truyền đai, 𝜀 là hệ số trượt (Chọn 𝜀 = 0.02)  𝑑2 = 407.68 (𝑚𝑚) Theo dãy tiêu chuẩn trên, ta chọn 𝑑2 = 400 (𝑚𝑚)

Như vậy tỉ số truyền thực tế là: 𝑢𝑡 = 𝑑

1(1−𝜀) = 2.04  Δ𝑢 = |𝑢𝑡−𝑢|

𝑢 × 100% = 1.9% < 4%  Thỏa mãn

- Khoảng cách trục:

𝑎 ≥ (1.5 ÷ 2.0) × (𝑑1 + 𝑑2)

Chọn 𝑎 ≥ 1.5(𝑑1+ 𝑑2) = 900 (𝑚𝑚)

 a = 900(mm) - Chiều dài đai:

𝑙 = 2 × 𝑎 +𝜋(𝑑2+ 𝑑1)

(𝑑2− 𝑑1)2

4 × 𝑎 = 2753.59 (𝑚𝑚)  𝑙 ≈ 2754(𝑚𝑚)

- Số lần uốn đai: 𝑖 = 𝑣𝑙 = 3.6 < 𝑖𝑚𝑎𝑥 = 3 ÷ 5

9

Xác định lại khoảng cách trục: 𝑎𝑡𝑡 =𝜆+√𝜆2−8×∆2

4 Với 𝜆 = 𝑙 −𝜋(𝑑2+ 𝑑1)

2 = 1811.52(𝑚𝑚), Δ = 𝑑2−𝑑1

2 = 100(𝑚𝑚)  𝑎𝑡𝑡 = 900.21(𝑚𝑚)

- Góc ôm: 𝛼1 = 180 − 57(𝑑2−𝑑1)

𝑎 = 167.34 (độ) 3 Xác định tiết diện đai:

- Diện tích tiết diện đai: 𝐴 = b × 𝛿 =𝐹𝑡 ×𝑘đ[𝜎

Trong đó: b và δ là chiều rộng và chiều dày đai; 𝐹𝑡 là lực vòng: 𝐹𝑡 = 1000 × 𝑃1

𝑣 = 387.64 (𝑁) Chọn 𝑘đ = 1.1, [𝜎𝐹] = [𝜎𝐹]0× 𝐶𝛼 × 𝐶𝑣 × 𝐶0(𝑀𝑃𝑎) Trong đó:

- [𝜎𝐹]0 là ứng suất có ích cho phép xác định bằng thực nghiệm với bộ truyền có 𝑑2 = 𝑑1 (tức là 𝛼 = 1800 ), bộ truyền đặt nằm ngang; v = 10 (m/s), tải trọng tĩnh

[𝜎𝐹]0 = 𝑘1− 𝑘2×𝑑1

o Theo bảng 4.8, do chọn loại đai là đai vải cao su nên tỷ số (𝑑𝛿

1)𝑚𝑎𝑥nên dùng là 1

40 do đó 𝛿 = 𝑑1

40 = 5(𝑚𝑚) Theo bảng 4.1, dùng loại đai Β − 800 không có lớp lót, trị số 𝛿 tiêu chuản là 𝛿 = 5 (𝑚𝑚) (với số lớp là 4)

10

o Với đai vải cao su thì 𝑘𝑣 = 0.04 =>𝐶𝑣 ≈ 1

- 𝐶0 là hệ số kể ảnh hưởng của vị trí bộ truyền trong không gian và phương pháp căng đai

Dựa vào bảng 4.12/57 ta chọn 𝐶0= 1  [𝜎𝐹] = 2.33(𝑀𝑃𝑎)

- Lực tác dụng lên trục: 𝐹𝑟 = 2 × 𝐹0× sin (𝛼2) = 796 (𝑁) 5 Bảng kết quả tính toán:

Thông số Kí hiệu Đơn vị Giá trị Ghi chú Loại đai Đai vải cao su

Vật liệu đai B - 800 Tiết diện đai 𝑏 𝛿 (mm)

Tỉ số truyền 𝑢 - 2.04 𝑢𝑡 là TST thực tính được dựa trên 𝑑1 ; 𝑑2 ; 𝜀 Đường kính bánh đai nhỏ 𝑑1 (mm) 200

Đường kính bánh đai lớn 𝑑2 (mm) 400 Chiều rộng bánh đai 𝐵 (mm) 50 Chiều dài đai 𝐿 (mm) 2754 Khoảnh cách trục 𝑎 (mm) 900.21 Góc ôm bánh đai nhỏ 𝛼1 (độ) 167.34 Lực căng ban đầu 𝐹0 (N) 400 Lực tác dụng lên trục 𝐹𝑟 (N) 796

11

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Dữ liệu đầu vào:

• Bánh răng 1 (bánh chủ động): Thép C45, tôi cải thiện

𝐻𝐵1 = 245, 𝜎𝑏1 = 850 (𝑀𝑃𝑎), 𝜎𝑐ℎ1 = 580 (𝑀𝑃𝑎) • Bánh răng 2 (bánh bị động): Thép C45, tôi cải thiện

𝐻𝐵2 = 230, 𝜎𝑏2 = 750 (𝑀𝑃𝑎), 𝜎𝑐ℎ2 = 450 (𝑀𝑃𝑎) 2 Xác định ứng suất cho phép:

• Ứng suất tiếp cho phép [𝜎𝐻] và ứng suất uốn cho phép [𝜎𝐹] [𝜎𝐻] = 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚0

𝑆𝐻 × 𝑍𝑅 × 𝑍𝑣 × 𝐾𝑥𝐻 × 𝐾𝐻𝐿[𝜎𝐹] =𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚0

𝑆𝐹 × 𝐾𝐹𝐿

12

Trong đó: {𝑆𝑆𝐻 = 1,1

𝐹 = 1,75 ; {

{𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚10 = 2 × 𝐻𝐵1+ 70 = 560

𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚20 = 2 × 𝐻𝐵2+ 70 = 530(𝑀𝑃𝑎){𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚10 = 1,8 × 𝐻𝐵1 = 441

𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚20 = 1,8 × 𝐻𝐵2 = 414(𝑀𝑃𝑎)𝐾𝐻𝐿, 𝐾𝐹𝐿: hệ số tuổi thọ

𝐾𝐻𝐿 = √𝑁𝑁𝐻𝑂

, 𝐾𝐹𝐿 = √𝑁𝑁𝐹𝑂

• 𝑁𝐻𝐸, 𝑁𝐹𝐸: số chu kỳ thay đổi ứng suất

𝑁𝐻𝐸 = 𝑁𝐹𝐸 = 60 × 𝑐 × 𝑛 × 𝑡∑o c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay, c = 1 o n: vận tốc vòng của bánh răng

{𝑁𝑁𝐻𝐸1 > 𝑁𝐻𝑂1

𝐻𝐸2 > 𝑁𝐻𝑂2 ⇒ 𝐾𝐻𝐿1 = 𝐾𝐻𝐿2 = 𝐾𝐻𝐿 = 1 {𝑁𝑁𝐹𝐸1 > 𝑁𝐹𝑂

𝐹𝐸2 > 𝑁𝐹𝑂 ⇒ 𝐾𝐹𝐿1 = 𝐾𝐹𝐿2 = 𝐾𝐹𝐿 = 1

{[𝜎[𝜎𝐻1] = 509,09

𝐹1] = 252 (𝑀𝑃𝑎){[𝜎[𝜎𝐻2] = 481,82

𝐹2] = 236,57(𝑀𝑃𝑎)

13

⇒ [𝜎𝐻]𝑠𝑏 = min([𝜎𝐻1], [𝜎𝐻2]) = 481,82(𝑀𝑃𝑎) 3 Thiết kế:

a Xác định thông số cơ bản:

𝑅𝑒 = 𝐾𝑅 × √𝑢2+ 1 × √ 𝑇1 × 𝐾𝐻𝛽

𝐾𝑏𝑒× (1 − 𝐾𝑏𝑒) × 𝑢 × [𝜎𝐻]23

𝑑𝑒1 = 𝐾𝑑 × √ 𝑇1× 𝐾𝐻𝛽

𝐾𝑏𝑒× (1 − 𝐾𝑏𝑒) × 𝑢 × [𝜎𝐻]23

Trong đó: 𝐾𝑑 = 100 (𝑀𝑃𝑎)1/3(bánh răng côn răng thẳng = thép) 𝐾𝑅 = 0.5 × 𝐾𝑑 = 50 (𝑀𝑃𝑎)1/3

Hệ số chiều rộng vành răng: 𝐾𝑏𝑒 = 𝑅𝑏

𝑒 = 0,25 ÷ 0,3 Do 𝑢 > 3 ⇒ 𝐶ℎọ𝑛 𝐾𝑏𝑒 = 0,25

⇒ 𝑢 × 𝐾𝑏𝑒

2 − 𝐾𝑏𝑒 ≈ 0,6  Tra bảng 6.21/T113, chọn 𝐾𝐻𝛽 = 1,13

𝑇1 = 75838,79 (𝑁𝑚𝑚), [𝜎𝐻]𝑠𝑏 = 481,82 (𝑀𝑃𝑎)

⇒ {𝑅𝑑𝑒 = 174,98 (𝑚𝑚) ≈ 175 (𝑚𝑚)

𝑒1 = 75,92 (𝑚𝑚) ≈ 76 (𝑚𝑚)b Xác định thông số cơ bản:

- Xác định số răng 𝑧1 sơ bộ:

Chọn 𝑧1𝑝 = 17 (theo bảng 6.22/ T114) ⇒ 𝑧1 = 1,6 × 𝑧1𝑝 (𝐻𝐵1, 𝐻𝐵2 ≤ 350 ⇒ 𝑧1𝑠𝑏 = 27,2 (răng)

- Tính đường kính trung bình và modul

𝑚𝑡𝑒 = 𝑚𝑡𝑚1 − 0,5 × 𝐾𝑏𝑒

𝑑𝑚1 = (1 − 0,5 × 𝐾𝑏𝑒) × 𝑑𝑒1 = 66,5 (𝑚𝑚)

14

Modul trung bình: 𝑚𝑡𝑚(𝑠𝑏) =𝑑𝑚1

𝑧1𝑠𝑏 = 2,44

⇒ 𝑚𝑡𝑒 = 2,78 ⇒ 𝐶ℎọ𝑛 𝑚𝑡𝑒 = 2,5 (theo bảng 6.8/T99) ⇒ 𝑚𝑡𝑚 = 2,19

⇒ 𝑧1 = 𝑑𝑚1

𝑚𝑡𝑚 = 30,4 (răng) ⇒ Chọn 𝑧1 = 30 (răng) ⇒ 𝑧2 = 𝑢× 𝑧1 = 135 (răng)

⇒ 𝑢𝑡 = 4,5 ⇒ %Δ𝑢 = |𝑢𝑡−𝑢|

𝑢 = 0% < 4% ⇒ Thỏa mãn

- Góc côn chia

𝛿1 = arctan (𝑧1

𝑧2) = 12,53𝑜 ⇒ 𝛿2 = 90𝑜 − 𝛿1 = 77,47𝑜- Hệ số dịch chỉnh

Kết hợp bảng 6.20/T112 và nội suy tuyến tính ta có: 𝑥 = 0,335 4 Xác định 1 số thông số bộ truyền bánh răng

- Chiều dài côn ngoài:

𝑅𝑒 = 0.5 × 𝑚𝑡𝑒√𝑧12+ 𝑧22 = 172,87 (𝑚𝑚) - Chiều rộng vành răng:

𝑏 = 𝐾𝑏𝑒 × 𝑅𝑒 = 43,22 (𝑚𝑚) - Đường kính vòng chia ngoài:

𝑑𝑒1 = 𝑚𝑡𝑒 × 𝑧1 = 75 (𝑚𝑚) 𝑑𝑒2 = 𝑚𝑡𝑒 × 𝑧2 = 337,5 (𝑚𝑚) - Đường kính vòng chia trung bình:

𝑑𝑚1 = (1 −0.5 × 𝑏

𝑅𝑒 ) × 𝑑𝑒1 = 65,62 (𝑚𝑚)

𝑑𝑚2 = (1 −0.5 × 𝑏

𝑅𝑒 ) × 𝑑𝑒2 = 295,31 (𝑚𝑚) - Đường kính vòng đỉnh răng ngoài:

𝑑𝑎𝑒1 = 𝑑𝑒1+ 2 × ℎ𝑎𝑒1 × cos(𝛿1) 𝑑𝑎𝑒2 = 𝑑𝑒2 + 2 × ℎ𝑎𝑒2 × cos(𝛿2) Trong đó:

15

ℎ𝑎𝑒1 = (ℎ𝑡𝑒 + 𝑥1× cos(𝛽𝑚)) × 𝑚𝑡𝑒ℎ𝑡𝑒 = cos(𝛽𝑚) = cos(0) = 1

𝑥1 = 0,335 𝑚𝑡𝑒 = 2,5 (𝑚𝑚)

𝑧𝜀 = √4 − 𝜀𝛼3Trong đó: 𝜀𝛼 = [1,88 − 3,2 × (𝑧1

2)] × cos(𝛽𝑚) = 1,75 ⇒ 𝑧𝜀 = 0,87

- 𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛼 × 𝐾𝐻𝛽 × 𝐾𝐻𝑣Trong đó:

𝐾𝐻𝛽 = 1,13 (theo bảng 6.21/T113) 𝐾𝐻𝛼 = 1

𝐾𝐻𝑣 = 1 + 𝑣𝐻×𝑏×𝑑𝑚12×𝑇1×𝐾𝐻𝛽×𝐾𝐻𝛼

o 𝑑𝑚1 = 65,62 (𝑚𝑚), 𝑏 = 43,22 (𝑚𝑚), 𝑇1 = 75838,79 (𝑁𝑚𝑚) o 𝑣𝐻 = 𝛿𝐻 × 𝑔0× 𝑣 × √𝑑𝑚1 ×𝑢+1𝑢

▪ 𝛿𝐻 = 0,006 (bảng 6.15/T107)

[𝜎𝐻] = 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚

𝑆𝐻 × 𝑧𝑅 × 𝑧𝑣 × 𝐾𝑥𝐻 × 𝐾𝐻𝐿

𝑧𝑅 = 1(𝑣ớ𝑖 𝑅𝑎 = 1,25 … 0,63 𝜇𝑚); 𝑧𝑣 = 1 (𝑣 = 1,57 < 5) 𝐾𝑥𝐻 = 𝐾𝐻𝐿 = 1

⇒ [𝜎𝐻] = 481,82 (𝑀𝑃𝑎) ⇒ [𝜎𝐻]−𝜎𝐻

[𝜎𝐻] × 100% = 4,68% < 10% ⇒ Thỏa mãn 6 Kiểm nghiệm độ bền uốn

𝜎𝐹1 = 2 × 𝑇1× 𝐾𝐹 × 𝑌𝜀× 𝑌𝛽 × 𝑌𝐹1 ×0.85 × 𝑏 × 𝑚1

𝑚𝑚 × 𝑑𝑚1 ≤ [𝜎𝐹1] Trong đó:

𝑇1 = 75838,79 (𝑁𝑚𝑚) 𝑚𝑚𝑚 = 𝑚𝑡𝑚 = 2,19 (𝑚𝑚) Số răng tương đương

𝑧𝑣𝑛1 = 𝑧1

cos(𝛿1)= 30,73 𝑧𝑣𝑛2 = 𝑧2

cos(𝛿2) = 622,26

(𝑟ă𝑛𝑔)

𝑥1 = 0,335 ⇒ 𝑌𝐹1 = 3,54 (𝑡ℎ𝑒𝑜 𝑏ả𝑛𝑔 6.18/𝑇109) 𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛼 × 𝐾𝐹𝛽 × 𝐾𝐹𝑣𝐾𝐹𝛼 = 1, 𝐾𝐹𝛽 = 1,25 (𝑡ℎ𝑒𝑜 𝑏ả𝑛𝑔 6.21/𝑇113)

𝐾𝐹𝑣 = 1 + 𝑣𝐹 × 𝑏 × 𝑑𝑚12 × 𝑇1× 𝐾𝐹𝛼 × 𝐾𝐹𝛽

17

𝑣𝐹 = 𝛿𝐹 × 𝑔𝑜 × 𝑣 × √𝑑𝑚1 ×𝑢 + 1𝑢𝛿𝐹 = 0,016 (𝑡ℎ𝑒𝑜 𝑏ả𝑛𝑔 6.21/𝑇113)

𝑔𝑜 = 56, 𝑣 = 1,57 (𝑚𝑠) ⇒ 𝑣𝐹 = 12,60 ⇒ 𝐾𝐹𝑣 = 1,19 ⇒ 𝐾𝐹 = 1,49

𝜀𝛼 = 1,75 ⇒ 𝑌𝜀 =𝜀1

𝛼 = 0,57 Do là bánh răng thẳng ⇒ 𝑌𝛽 = 1 ⇒ 𝜎𝐹1 = 86,38 (𝑀𝑃𝑎)

𝑌𝑅 = 1

𝑌𝑆 = 1,08 − 0,0695 × ln(𝑚) = 1,03 𝐾𝐹𝐶 = 𝐾𝐹𝐿 = 1

⇒ {[𝜎[𝜎𝐹1] = 259,56 > 𝜎𝐹1 = 86,38 (𝑀𝑃𝑎)

𝐹2] = 243,67 > 𝜎𝐹2 = 88,58 (𝑀𝑃𝑎) ⇒ Đủ bền

7 Kiểm nghiệm độ bền quá tải

𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐻 × √𝐾𝑞𝑡Với 𝐾𝑞𝑡 = 𝑇𝑚𝑎𝑥

𝑇𝑑𝑛 = 2,2

⇒ 𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥 = 681,21 (𝑀𝑃𝑎) < [𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥 = 2,8 × 𝜎𝑐ℎ = 1260 (𝑀𝑃𝑎)

18

𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹1 × 𝐾𝑞𝑡 = 190,04 (𝑀𝑃𝑎) ≤ [𝜎𝐹]𝑚𝑎𝑥 = 0,8 × 𝜎𝑐ℎ = 360 (𝑀𝑃𝑎) 𝜎𝐹2𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹2 × 𝐾𝑞𝑡 = 194,88 (𝑀𝑃𝑎) ≤ [𝜎𝐹]𝑚𝑎𝑥 = 0,8 × 𝜎𝑐ℎ = 360 (𝑀𝑃𝑎) ⇒ Đủ bền

8 Xác định thông số hình học của cặp bánh răng

ℎ𝑎𝑒1 = 3,34 (𝑚𝑚), ℎ𝑎𝑒2 = 1,16 (𝑚𝑚) 𝑑𝑚1 = 65,62 (𝑚𝑚), 𝑑𝑚2 = 295,31 (𝑚𝑚) 𝑑𝑎𝑒1 = 81,52 (𝑚𝑚), 𝑑𝑎𝑒2 = 338,22 (𝑚𝑚) ℎ𝑒 = 2 × ℎ𝑡𝑒 × 𝑚𝑡𝑒 + 0,2 × 𝑚𝑡𝑒 = 2,16 (𝑚𝑚)

⇒ {ℎℎ𝑓𝑒1 = ℎ𝑒 − ℎ𝑎𝑒1 = 2,16 (𝑚𝑚)

𝑓𝑒2 = ℎ𝑒 − ℎ𝑎𝑒2 = 3,84 (𝑚𝑚) 𝜃𝑓1 = arctan (ℎ𝑅𝑓𝑒1

𝑒 ) = 0,71𝑜 𝜃𝑓2 = arctan (ℎ𝑓𝑒2

𝑅𝑒 ) = 1,26𝑜 𝛿𝑎1 = 𝛿1+ 𝜃𝑓2 = 13,79𝑜 𝛿𝑎2 = 𝛿2+ 𝜃𝑓1 = 78,18𝑜 𝛿𝑓1 = 𝛿1− 𝜃𝑓1 = 11,82𝑜 𝛿𝑓2 = 𝛿2− 𝜃𝑓2 = 76,21𝑜

𝐵1 = 𝑅𝑒 × cos(𝛿1) − ℎ𝑎𝑒1× sin(𝛿1) = 168,03(𝑚𝑚) 𝐵2 = 𝑅𝑒 × cos(𝛿2) − ℎ𝑎𝑒2 × sin(𝛿2) = 36,37(𝑚𝑚) 𝐹𝑡1 = 𝐹𝑡2 =2×𝑇1

𝑑𝑚1 = 2311,45 (𝑁)

𝐹𝑟1 = 𝐹𝑎2 = 𝐹𝑡1 × tan(20) × cos(𝛿1) = 821,26 (𝑁) 𝐹𝑟2 = 𝐹𝑎1 = 𝐹𝑡2 × tan(20) × cos(𝛿2) = 182,52 (𝑁) 9 Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng

19

20

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

1 Thông số đầu vào:

Mômen cần truyền: T = TII = 324355,60 (N mm)

Đường kính trục cần nối dt = √ 𝑇𝐼𝐼0,2.[𝜏]3

= √ 3 324355,600,2.18 =44,83 (𝑁𝑚𝑚) (với [𝜏] =15 ÷ 30, 𝑐ℎọ𝑛 [𝜏] = 18)

1.1 Chọn khớp nối

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi đẻ nối trục Chọn khớp nối theo điều kiện:{Tt ≤ Tkncf

dt ≤ dkncfTrong đó dt - Đường kính trục cần nối

dt = dđc = 44,83 mm Tt –Mômen xoắn tính toán Tt = k T

k -Hệ số chế độ làm việc tra bảng 16.1

58 [2] lấy k=1,2

T- Momen xoắn danh nghĩa trên trục: T = TII = 324355,60 (N mm)

Do vậy Tt = k T = 1,2 324355,60 = 389226,72 (N mm) ≈ 389,23(N m) Tra bảng 16.10𝑎

68 [2] với điều kiện

{Tt = 389,23 N m ≤ Tkncfdt = 44,83 mm ≤ dkncfTa được:

Tkncf = 500 N mdkncf = 45 mm

Z = 8Do = 130 mmTra bảng 16.10𝑏

69 [2] với Tkncf = 500 (N m)ta được

21

l1 = 34 mml2 = 15 mml3 = 28 mmdc = 14 mm1.2 Kiểm nghiệm khớp nối

Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện:

a Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi σd = 2k T

Z Dodcl3 ≤ [σd]

σd -Ứng suất dập cho phép của vòng cao su [σd] = 2 ÷ 4 Mpa Do vậy ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi:

σd = 2kTZD0dcl3 =

8.130.14.28 = 1,91 < [σd] → Thỏa mãn

b Điều kiện bền của chốt:

σu = k T l0

0,1 dc3 D0 Z ≤ [σu] Trong đó:

𝑙0 = 𝑙1+𝑙22 = 34 +152 = 41,5 (𝑚𝑚) [σu]- Ứng suất uốn cho phép của chốt, [σu]=(60÷ 80) MPa;

σu = k T l00,1 dc3 D0 Z =

1,2 324355,60 41,5

0,1 143 130 8 = 56.60 < [σu] → Thỏa mãn

1.3 Lực tác dụng lên trục Ta có Fkn = 0,2 Ft

22

Ft = 2𝑇D0 =

2 324355,60

130 = 4990,09 (N) → Fkn = 0,2 Ft = 0,2 4990,09 = 998,02 (N) Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi

Thông số Kí hiệu Giá trị Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền được Tkncf 500 (N.m) Đường kính lớn nhất có thể của nối trục dkncf 40 (mm)

= √ 75838,790,2 (15 ÷ 30)

= 23,29 ÷ 29,35(mm) dsb2 ≥ √ TII

0,2 [τ]

= √ 324355,600,2 (15 ÷ 30)

= 37,81 ÷ 47,64 (mm) ⇒ Chọn{dd1 = dsb1 = 30 (mm)

23

2.3 Xác định các lực tác dụng lên trục - Lực tác dụng lên trục : 𝐹𝑟 = 796 (𝑁) - Lực tác dụng lên trục I

Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền bánh răng côn răng thẳng : Lực vòng:

Ft1 = Ft2 = 2311,45 (N) Lực hướng tâm:

Fr1 = Fa2 = 821,26 (N) Lực dọc trục:

Fa1 = Fr2 = 182,52 (N) - Lực tác dụng lên trục II

Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền bánh răng côn răng thẳng : Lực vòng:

Ft1 = Ft2 = 2311,45 (N) Lực hướng tâm:

Fr2 = Fa1 = 182,52 (N) Lực dọc trục:

Fa2 = Fr1 = 821,26 (N) - Góc 𝛼 = 60𝑜 ⇒ Góc hợp bởi 𝐹𝑟𝑥 𝑣à 𝐹𝑟 là 60𝑜

⇒ {𝐹𝑟𝑥𝐹 = 𝐹𝑟 × sin(60) = 689,36 (𝑁)

𝑟𝑦 = 𝐹𝑟 × cos(60) = 398 (𝑁)

2.4 Xác định sơ bộ đường kính trục

24

- Chiều dài mayo của bánh răng côn

lm13 = (1,2 ÷ 1,4).d1 = (1,2 ÷ 1,4).30 = 36 ÷ 42 (mm) Chọn lm13 = 40 (mm)

lm23 = (1,2 ÷ 1,4).d2 = (1,2 ÷ 1,4).40 = 48 ÷ 56 (mm) Chọn lm23 = 48 (mm)

- Chiều dài mayo của bánh đai

lm12 = (1,2 ÷ 1,5).d1 = (1,2 ÷ 1,5).30 = 36 ÷ 45 (mm) Chọn lm12 = 36 (mm)

- Chiều dài mayo của nửa khớp nối

𝑙𝑚22 = (1,4 ÷ 2,5).d2 = (1,4 ÷ 2,5).40 = 56 ÷ 100 (mm) Chọn 𝑙𝑚22 = 80 (mm)

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: k1 = 8 ÷ 15, ta chọn k1 = 10

- Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: k2 = 5 ÷ 15, ta chọn k2 = 10

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 10 ÷ 20, ta chọn k3 = 10

- Chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông: hn = 15 ÷ 20 ta chọn hn = 20 (Các giá trị k1, k2, k3, hn đều được chọn theo bảng 10.3/T189)

Khoảng cách đặt lực trên trục I: - l12 = −l1c = −57,5(mm)

- l11 = (2,5 ÷ 3).d1 = (2,5 ÷ 3).30 = 75 ÷ 90 (mm) Chọn l11 = 75 (mm)

- l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5.(b01 – b13.cosδ1) = 75 + 10 + 10 + 40 + 0,5.( 19- 43,22.cos12,53) = 123,40 (mm) Chọn l13 = 124 (mm)

Khoàng cách đặt lực trên trên trục II: - l2c = 81,5(mm)

- l22 = 0,5(b02 + lm22 ) + k1 + k2 = 0,5.(23+ 80) + 10 + 10 = 71,5 (mm)

Chọn l22 = 71,5 (mm)

- l21 = lm22 + lm23 + b02 + 3k1+ 2k2 = 80 + 56 + 23 + 3.10 + 2.10 =201(mm)

Chọn l21 = 209(𝑚𝑚)

26

3 Tính toán thiết kế cụm trục 3.1 Sơ đồ đặt lực

- Sơ đồ phân bố lực chung:

- Xoay trục II:

3.2 Phản lực tại các gối đỡ

27

- Trục I:

∑𝐹𝑦 = −𝐹𝑟𝑦 + 𝐹𝑦10+ 𝐹𝑦11− 𝐹𝑟1 = 0

∑𝑀𝑥0 = −𝐹𝑟𝑦 × 𝑙12 − 𝐹𝑦11 × 𝑙11 + 𝐹𝑟1× 𝑙13 − 𝐹𝑎1×𝑑𝑚12 = 0 ⇒ {𝐹𝐹𝑦10 = 246,42

𝑦11 = 972,84 (𝑁)

∑𝐹𝑥 = −𝐹𝑟𝑥 + 𝐹𝑥10− 𝐹𝑥11 + 𝐹𝑡1 = 0 ∑𝑀𝑦0 = 𝐹𝑟𝑥 × 𝑙12 − 𝐹𝑥11 × 𝑙11 + 𝐹𝑡1 × 𝑙13 = 0

⇒ {𝐹𝐹𝑥10 = 2728,02

𝑥11 = 4350,11 (𝑁) - Trục II:

∑𝐹𝑦 = −𝐹𝑦20+ 𝐹𝑟2+ 𝐹𝑦21 = 0 ∑𝑀𝑥0 = −𝐹𝑟2 × 𝑙22 − 𝐹𝑦21× 𝑙21 + 𝐹𝑎2 ×𝑑𝑚2

2 = 0 ⇒ {𝐹𝐹𝑦20 = 720,89

𝑦21 = 538,37 (𝑁)

∑𝐹𝑥 = 𝐹𝐾𝑁 + 𝐹𝑥20 − 𝐹𝑡2 + 𝐹𝑥21 = 0

∑𝑀𝑦0 = −𝐹𝐾𝑁 × 𝑙2𝑐 − 𝐹𝑡2 × 𝑙22 + 𝐹𝑥21 × 𝑙21 = 0 ⇒ {𝐹𝐹𝑥20 = 86,53

𝑥21 = 1226,90 (𝑁) 3.3 Biểu đồ momen

- Trục I:

28

- Trục II:

29

3.4 Tính momen tương đương

- Trục I: 𝑇10 = 𝑇11 = 𝑇12 = 𝑇13 = 𝑇1 = 75838,79 (𝑁) Momen uốn tổng: 𝑀𝑇 = √𝑀𝑥𝑗2 + 𝑀𝑦𝑗2 (𝑁𝑚𝑚)

Momen tương đương: 𝑀𝑡đ𝑗 = √𝑀𝑥𝑗2 + 𝑀𝑦𝑗2 + 0,75 × 𝑇𝑗2 (𝑁𝑚𝑚)

• 𝑀𝑡đ10 = √𝑀𝑥102 + 𝑀𝑦102 + 0,75 × 𝑇102 = 65678,32 (𝑁𝑚𝑚)