đồ án môn học thiết kế cơ khí mã đề 2 h3

PHƯƠNG PHÁP NGHIÊN CỨU- Tham dự lớp hướng dẫn, thực hiện làm đồ án, báo cáo công việc đã thựchiện và tiến độ định kỳ tại các bộ môn chuyên môn.- Dụng cụ học tập: Mô hình học cụ, bản vẽ k

GIỚI THIỆU

Tổng quan hệ thống dẫn động

Hệ gồm có 3 thành phần chuyển động độc lập chính bao gồm cơ cấu nâng, chuyển động tịnh tiến của xe và các con lăn chuyển hàng.

Có thể hình dung ra được quá trình làm việc của hệ như sau: Đầu tiên xe lấy hàng và được nâng hoặc hạ đến dãy (tầng) được yêu cầu thông qua bộ phận nâng,tiếp đó xe di chuyển vào kho thông qua bánh xe, khi đến nơi, hàng hóa trên xe được xếp vào kho chứa thông qua các con lăn gắn trên xe.

Phân tích nguyên lý và thông số kỹ thuật

Khi có tín hiệu điều khiển, động cơ được cấp điện sẽ quay và kéo theo toàn bộ giá nâng di chuyển tịnh tiến dọc trục Z đến vị trí yêu cầu nhờ bộ truyền thanh răng – bánh răng biến chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến.

Chiều chuyển động của giá nâng phụ thuộc vào chiều của điện áp đặt vào động cơ Việc dừng và khống chế hành trình của giá nâng phụ thuộc vào các cảm biến và công tắc hành trình đặt dọc theo các ray dẫn hướng.

- Đặc tính tải trọng: va đập nhẹ

- Đường kính bánh răng: d3 = 190 (mm)

- Chiều cao xe nâng: h = 750 (mm)

- Chiều dài xe nâng: L = 900 (mm)

- Vận tốc nâng: vn = 48 (m/ph)

- Khối lượng hàng: Gh= 100 (Kg)

- Vận tốc xe xếp hàng vx = 10 (m/ph)

- Vận tốc xe di chuyển hàng: vh= 24 (m/ph)

- Chiều dài xe di chuyển L 1 = 750 (mm)

- Chiều dài phần đặt hàng trên xe: L2 = 600 (mm)

Mục tiêu thiết kế hệ thống dẫn động

Trong ứng dụng kỹ thuật, hệ thống dẫn động được sử dụng để tạo ra chuyển động cho các thiết bị và máy móc Mục tiêu chính của thiết kế hệ thống dẫn động là xác định các yêu cầu kỹ thuật để hoạt động hiệu quả và đáng tin cậy trong các ứng dụng cụ thể.

Một trong những yếu tố quan trọng trong thiết kế hệ thống dẫn động là độ chính xác Để tạo ra chuyển động đáng tin cậy và chính xác, cần phải đưa ra các yêu cầu về độ chính xác của hệ thống Yêu cầu về độ chính xác được quyết định bởi ứng dụng cụ thể và yêu cầu của khách hàng.

Ngoài ra, một số yếu tố khác cũng tác động đến thiết kế hệ thống dẫn động, bao gồm tốc độ, mô-men xoắn, độ bền, tuổi thọ và sức mạnh động cơ Các yêu cầu này phải được đưa ra để đảm bảo rằng hệ thống có thể hoạt động hiệu quả trong môi trường và điều kiện hoạt động cụ thể.

Khi đã xác định các yêu cầu kỹ thuật, các giải pháp thiết kế phải được đưa ra để đáp ứng các yêu cầu đó Các giải pháp này bao gồm việc lựa chọn vật liệu,thiết kế bộ truyền động, lựa chọn động cơ, bảo trì và kiểm soát Mục tiêu của các giải pháp này là tạo ra một hệ thống dẫn động có hiệu suất cao nhất với chi phí thấp nhất.

Những yếu tố rang buộc trong thiết kế

Hệ thống dẫn động được thiết kế ra phải thỏa mãn yêu cầu kỹ thuật, làm việc ổn định suốt suốt thời gian phục vụ đã định Hệ thống dẫn động thực hiện tốt chức năng trong kho hàng tự động, phù hợp với công dụng của máy nâng hạ trong dây chuyền công nghệ.

Tính toán và chọn vật liệu, kích thước,… theo đúng nguyên tắc để đảm bảo được an toàn, thuận lợi trong quá trình vận hành, sửa chữa, bảo dưỡng.

Sử dụng rộng rãi tiêu chuẩn Nhà nước, tiêu chuẩn ngành, tiêu chuẩn tỉnh,thành phố và tiêu chuẩn cơ sở trong thiết kế Dùng bộ phận máy và chi tiết máy tiêu chuẩn cho phép giảm nhẹ công việc thiết kế, giảm giá thành chế tạo, sửa chữa, bảo dưỡng, mở rộng trao đổi trong nước và quốc tế.

1.4.4 Các yếu tố ảnh hưởng tới môi trường và xã hội

Quá trình thiết kế, gia công, thử nghiệm, vận hành, bảo dưỡng, sửa chữa,… có thể gây ảnh hưởng xấu tới môi trường nếu không có giải pháp khắc phục Vì quá trình này tiêu tốn tài nguyên thiên nhiên, năng lượng và đưa chất thải vào môi trường.

Hệ thống dẫn động trong kho hàng tự động có thể giúp công việc đạt được năng suất cao, giảm sức lao động và đẩy mạnh phát triển kinh tế trong thời kỳ công nghiệp hóa – hiện đại hóa.

Khi thực hiện tính thiết kế hệ thống dẫn động, cần có trách nhiệm:

- Đảm bảo sự an toàn, sức khỏe và phúc lợi cộng đồng.

- Chỉ thực hiện và hoàn thành nhiệm vụ trong phạm vi.

- Trung thực và khách quan khi tính toán và kiểm nghiệm.

Với chi phí sử dụng thấp nhất, hệ dẫn động được thiết kế ra phải thỏa mãn các yêu cầu kỹ thuật, làm việc ổn định Chỉ tiêu kinh tế - kỹ thuật của hệ dẫn động phải phù hợp với chỉ tiêu kinh tế - kỹ thuật của toàn hệ thống.

Trình tự tính toán thiết kế

- Việc tính toán thiết kế hệ dẫn động sẽ đi theo các bước:

- Tính toán động học hệ dẫn động

- Tính thiết kế bộ truyền ngoài

- Tính thiết kế bộ truyền trong hộp bánh răng trụ răng nghiêng

- Tính chọn kết cấu và giá thành hộp

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG

Thông số thiết kế của hệ thống

thống Cụm cơ cấu thang nâng

- Vận tốc cơ cấu nâng:

- Vận tốc xe xếp hàng:

Cụm xe di chuyển hàng

- Vận tốc di chuyển hàng:

- Chiều dài xe di chuyển:

- Chiều dài phần đặt hàng lên xe: v h  24 (m / ph)

- Đặc tính tải trọng: Va đập nhẹ

Xác định công suất yêu cầu

2.2.1 Tính toán cho quá trình nâng của hệ

(quan hệ của khối lượng xe nâng G xn và xe di chuyển G xdc và khối lượng của hàng G h )

- Hệ số ma sát lăn: f  0, 05

- Đường kính bánh răng: D = 190 (mm)

Giả thiết bỏ qua lực tỳ của con lăn C (vì hệ thống nâng luôn có xu hướng tách con lăn C ra khỏi thanh dẫn hướng).

Vì điểm A nằm ở vị trí giữa 2 con lăn, do đó: nhau)

Lực ma sát trên các con lăn tỳ vào ray:

Xét cân bằng lực trên cả hệ thống nâng, ta có:

(chiếu lên phương thẳng đứng hướng xuống dưới)

Tổng lực cản của hệ thông:

2 1 2 2 Để phát động được hệ thống nâng thì lực phát động phải thắng lực cản:

Tổng công suất trên 2 trục lắp bánh răng 3 (trục bị động của bộ truyền xích) là:

2.2.2 Tính toán cho quá trình hạ và giữ hệ.

Khi hệ thống đi xuống (hệ thống hạ) thì cả hệ thống vẫn chịu tác dụng của các lực như trường hợp nâng hệ thống đi lên (nếu bỏ qua lực tỳ ở con lăn C) nhưng chỉ khác là F ms1 ; F ms 2 ;

Xét cân bằng lực trên cả hệ thống hạ ta có:

(chiếu lên phương thẳng đứng hướng xuống dưới)

Lực sinh ra để thắng lực cản của hệ thống hạ là: F th  F ch  2371,11(N )

Công suất trên đầu ra của hộp giảm tốc khi hệ thống hạ là:

So sánh trường hợp nâng và hạ, có công suất làm việc của hệ thống nâng là:

Plv  max  Plvn ; Plvha   4, 203024 (kW )

2.2.3 Hiệu suất của hệ dẫn động

Trong đó tra bảng 2.3 tr.19[1] có được:

Hiệu suất bộ truyền xích:  x  0, 92

Hiệu suất bộ truyền bánh rang côn:  br  0, 96

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn tại trục I, trục II và trục công tác:  ol  0, 99

Tra bảng 2a-ĐA tr.32[5] có được:

Thay số vào ta có:    3    0, 99  0, 993  0, 96  0, 92  0,8484 k ol br x

2.2.4 Công suất cần thiết trên trục động cơ.

2.2.5 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ

Số vòng quay trên trục công tác:

Chọn tỉ số truyền sơ bộ: u sb  u ng  u h  u x  u br

Tra bảng B2.4 tr.21[1], ta có:

Tỉ số truyền xích: ung  ux  3

Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng côn: u h  u br  4

Vậy tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống là: u sb  u ng  u h  u x  u br  3 4  12

Chọn số vòng quay sơ bộ: n  n  u 80, 41512  964, 98 (vg) sb lv sb ph

Tính chọn động cơ

Số vòng quay đồng bộ của động cơ:

Tra bảng phụ lục P1.1 – P1.8 tr.234 – 244[1] chọn động cơ thỏa mãn điều

n  1000 (vg ) kiện: sau:  db ph

Ta chọn được kiểu động cơ với ký hiệu: 4A132S6Y3

Với các thông số như sau:

Công suất danh nghĩa: P dc  5, 5(kW )

Số vòng quay thực: cos  0,8

Phân phối tỉ số truyền

- Chọn tỉ số truyền của bộ truyền trong hộp giảm tốc: u h  u br  4

- Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài là bộ truyền xích có: u x  u t u br  11, 938

Tính các thông số trên các trục

2.5.1 Số vòng quay trên các trục

- Số vòng quay trên trục động cơ: n d c

- Số vòng quay trên trục I: n 1  n dc

- Số vòng quay trên trục II: n 2

- Số vòng quay trên trục công tác: n  n  n 2

2.5.2 Công suất trên các trục lv ct x 2, 9845 ph

- Công suất trên trục công tác: P ct  P lv  4, 203(kW )

- Công suất trên trục II:

- Công suất trên trục của động cơ:

2.5.3 Mômen xoắn trên các trục

- Mômen xoắn trên trục động cơ:

- Mômen xoắn trên trục II:

- Mômen xoắn trên trục công tác:

Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục công tác

Bảng 2 1 Thông số trên các trục và động cơ.

TÍNH THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI (XÍCH)

Thông số thiết kế bộ truyền xích

Thông số tính toán thiết kế bộ truyền xích:

- Công suất trên trục chủ động: P   P 2

- Mô men xoắn trên trục chủ động: T   T 2  183598, 75

- Số vòng quay trên trục chủ động: n cd 

- Tỉ số truyền của bộ truyền: 𝑢𝑢𝑥𝑥 = 2,9845

- Góc nghiêng bộ truyền so với phương nằm ngang:

- Đặc tính làm việc va đập nhẹ

Chọn loại xích

Có ba loại xích: xích ống, xích con lăn và xích bánh răng Do đặc tính làm việc va đập vừa cùng với các chỉ tiêu về kinh tế và kỹ thuật trong hệ dẫn động băng tải, chọn loại xích con lăn có cấu tạo như trên Hình 3.1.

Các ưu điểm của xích con lăn như sau:

Xích ống – con lăn gọi tắt là xích con lăn, về kết cấu giống như xích ống, chỉ khác phía ngoài ống lắp thêm con lăn, nhờ có thể thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa (ở xích ống) bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa (ở xích con lăn) Kết quả là độ bền mỏi của xích con lăn cao hơn xích ống, chế tạo nó không phức tạp bằng xích răng, do đó xích con lăn được dùng khá rộng rãi.

Xích con lăn có các thông số kỹ thuật chính như sau:

Hình 3 1 Cấu tạo của xích con lăn

+ B: độ rộng trong của con lăn (mm).

+ d l : đường kính con lăn (mm).

+ d 0 : đường kính trục trong con lăn (mm).

+ b: chiều dài trục trong con lăn (mm).

Chọn số răng đĩa xích

Số răng đĩa xích nhỏ được nhỏ được xác định như sau: z 1 = 29 - 2.u x

Với: + 𝑢𝑢𝑥𝑥 là tỷ số truyền của bộ truyền xích, u x  2.9845

Tra Bảng 5.4 tr.80 [1] chọn xích z 1 = 23(răng)

Số răng đĩa lớn có thể được xác định như sau: z 2  u x  z 1  23 2, 9845  68, 6435 Chọn 𝑧𝑧2 = 69 (răng) thỏa mãn yêu cầu: Tính lại: z 2  z max = 120 u  z 2

Xác định bước xích

Bước xích p được lấy theo tiêu chuẩn trong Bảng 5.5 tr.81 [1] và phải thỏa mãn điều kiện: p  p max

Với: + P là công suất cần truyền, k

+ 𝑘𝑘 là hệ số vòng quay, k  n 01

+ kx là số dãy xích sử dụng.

+ 𝑘𝑘 = 𝑘𝑘𝑜𝑜 𝑘𝑘𝑎𝑎 𝑘𝑘𝑑𝑑𝑑𝑑 𝑘𝑘𝑏𝑏𝑏𝑏 𝑘𝑘𝑑𝑑 𝑘𝑘𝑑𝑑 k được tính từ các hệ số thành phần được tra ở Bảng 5.6-5.7 tr.82 [1] với:

𝑘𝑘 là hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền nhỏ hơn 60   k  1 ;

𝑘𝑘𝑎𝑎là hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích a = (30…50), k a = 1 ;

𝑘𝑘𝑑𝑑𝑑𝑑 là hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích được điều chỉnh bằng 1 trong 2 đĩa xích, k dc = 1 ;

𝑘𝑘𝑏𝑏𝑏𝑏là hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn chất lượng bôi trơn loại 2, k bt

𝑘𝑘𝑑𝑑 là hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng, va đập nhẹ chọn k d = 1,2 ;

𝑘𝑘𝑑𝑑 là hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền, làm việc 3 ca chọn

1 n 01  200 (v/ph) , chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích là: p = 19,05 (mm) thỏa mãn điều kiện bền mòn:

Xác định khoảng cách trục và số mắt xích

Tính sơ bộ khoảng cách trục: 𝑎𝑎 = 40.𝑝𝑝 = 40.19,05 = 762 (mm);

Lấy x = 128, tính lại khoảng cách trục a:

 a  768, 39(mm)  768(mm) v Để xích không chịu lực căng quá lớn cần giảm khoảng cách trục a đi một lượng:

Kiểm nghiệm số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây: i  z 1  n 1

15 x Trong đó [i] là số lần va đập cho phép trong 1 giây, tra Bảng 5.9 tr.85 [1] được [i] = 35 i z 1  n 1 15 x Thỏa mãn điều kiện i ≤ [i].

Kiểm nghiệm xích về độ bền

+ Q là tải trọng phá hỏng, tra Bảng 5.2 tr.78 [1] được Q = 72 (kN)

+ 𝑘𝑘𝑑𝑑là hệ số tải trọng động, với đặc tính làm việc va đập vừa, ta tra Bảng 5.6 tr.82 có được 𝑘𝑘𝑑𝑑 = 1,2.

+ 𝐹𝐹𝑣𝑣 là lực căng do lực ly tâm sinh ra:

Với: q là khối lượng 1 mét xích, tra Bảng 5.2 tr.78 [1] có được 𝑞𝑞 = 3,5 (kg)

= q  v 2 = 3,51,7526 2 = 10,75 (N) + 𝐹𝐹0 là lực căng do trọng lượng của nhánh xích bị động sinh ra.

F 0 = 9,81 k f  q  a Với 𝑘𝑘𝑓𝑓 là hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền

Chọn 𝑘𝑘𝑓𝑓 = 4 ứng với bộ truyền có góc nghiêng dưới 40°

[s] là hệ số an toàn cho phép, tra Bảng 5.10 tr.86 [1] được [s] = 8,2 d

Thỏa mãn điều kiện bền mỏi.

Xác định thông số của đĩa xích

 Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định theo công thức sau:

 Đường kính đỉnh răng: sin(z 2 ) sin( )

 Bán kính đáy: r  0, 5025 d 1  0, 05 với d1 tra theo bảng 5.2 (tr.78) [1] ta được d1 = 11.91 (mm) r  0, 5025 d 1  0, 05  0, 502511, 91 0, 05  6, 03(mm)

 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc của mặt răng đĩa xích theo công thức:

Trong đó: + [𝜎𝜎𝐻𝐻] là ứng xuất tiếp xúc cho phép

+ 𝐹𝐹𝑏𝑏 là lực vòng, lấy𝐹𝐹𝑏𝑏 = 1316,33 từ mục 2.5 + 𝐹𝐹𝑣𝑣𝑑𝑑 là lực va đập trên m dãy xích:

= 13.10 -7  n  p 3  mVới: n là vận tốc bánh dẫn, n = 240(v/ph)

A kd p là bước xích, p = 19,05. m là số dãy xích, m = 2.

+ 𝑘𝑘𝑑𝑑 là hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, k d = 1.

+ 𝐾𝐾𝑑𝑑 là hệ số tải trọng động, tra Bảng 5.6 tr.82 [1] được

+ 𝑘𝑘𝑏𝑏là hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, chọn đĩa xích nhỏ để được ứng suất tiếp xúc lớn nhất, k r

+ E là mô đun đàn hổi:

Với: E 1, E 2 lần lượt là mô đun đàn hổi của con lăn và răng đĩa xích.

+ A là diện tích chiếu của bản lề, tra Bảng 5.12 tr.87 [1] được A = 180 (mm 2 ). Thay số vảo ta tính được:

Tra Bảng 5.11 tr.86 [1] chọn được vật liệu làm đĩa xích được viết cụ thể trong Bảng 3.1 thỏa mãn điều kiện 𝜎𝜎𝐻𝐻 ≤ [𝜎𝜎𝐻𝐻].

Vật liệu Nhiệt luyện Độ rắn bề mặt Ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa) Điều kiện làm việc

Thép 45 Tôi cải thiện HB210 600 v < 5 (m/s)

Bảng 3 1 Thông số vật liệu làm đĩa xích

Xác định lực tác dụng lên trục

Ở bộ truyền xích không có lực căng ban đầu nên lực căng trên nhánh chủ động F 1 và trên nhánh bị động F 2 được xác định như sau:

Với các thông số đã được tính ở mục 2.5, tính được:

Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích được viết cụ thể trong Bảng 3.2 Các công thức tính toán các thông số cơ bản của bộ truyền xích được tra trong Bảng 14-4b tr.20 [2], các trị số trong công thức được lấy từ các kết quả tính toán phía trên.

Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị

Loại xích Xích ống con lăn

Số mắt xích x 128 mắt xích

(tra công thức 7.15 tr132 [6]) l 2432,568 mm

Số răng đĩa xích nhỏ z 1 23 răng

Số răng đĩa xích lớn z 2 69 răng Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d 1 139,9 mm Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d 2 418,54 mm Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ d a1 148,12 mm Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn d a2 427,63 mm

Bán kính đáy r 6,03 mm Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ d f1 127,84 mm Đường kính chân răng đĩa xích lớn d f2 406,48 mm

Bảng 3 2.Thông số của bộ truyền xích.

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG

Thông số thiết kế bộ truyền trong hộp

Thông số tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn:

- Mô men xoắn trên bánh chủ động: T 1  48297,13542 (N.mm)

- Tốc độ bánh răng chủ động: n dc  960 (vg/ph)

- Tốc độ bánh răng bị động: n 2  240 (vg/ph)

- Tỉ số truyền của bộ truyền: 𝑢𝑢 = 4

- Thời gian làm việc: Lh = 20500 (giờ)

- Bộ truyền làm việc 3 ca

- Đặc tính làm việc va đập nhẹ.

Chọn vật liệu

Vật liệu làm bánh răng có hai nhóm I và nhóm II, tương ứng với độ rắn HB ≤ 350 và HB > 350 Ta chọn vật liệu làm bánh răng là nhóm I vì có những ưu điểm sau:

- Do độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện.

- Có khả năng chạy mòn.

- Giá thành thấp hơn vật liệu nhóm II.

- Yêu cầu không cao về công suất làm việc.

Ngoài ra khi chọn vật liệu cho hai bánh răng cần chú ý đến đặc tính chạy mòn răng của chúng, vì vậy ta chọn độ cứng của vật liệu bánh nhỏ cao hơn độ cứng vật liệu bánh lớn là 10HB Các thông số chi tiết về vật liệu của bánh răng được tra trong Bảng 6.1 tr.92 [1], cụ thể như sau:

- Vật liệu bánh răng nhỏ:

Nhãn hiệu thép: 45 Chế độ nhiệt luyện: Thường hóa Độ rắn: HB = 170÷217, chọn HB1 = 210 Giới hạn bền  b1  600 (MPa)

Giới hạn chảy  ch1  340 (MPa)

- Vật liệu bánh răng lớn:

Chế độ nhiệt luyện: Thường hóa

 Độ rắn: HB = 170÷217, chọn HB2 = 200

Giới hạn chảy  ch2  340 (MPa)

Xác định ứng suất cho phép

4.3.1 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

Công thức tính ứng suất tiếp xúc cho phép [𝜎𝜎𝐻𝐻] và ứng suất uốn cho phép [𝜎𝜎𝐹𝐹] được tính như sau:

+ 𝑍𝑍𝑅𝑅 - hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.

+ 𝑍𝑍𝑣𝑣 - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

+ 𝐾𝐾xH - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

+ 𝑌𝑌𝑅𝑅 - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.

+ 𝑌𝑌𝑠𝑠 - hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.

+ 𝐾𝐾xF - hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.

Chọn sơ bộ: Z R  Z v  K xH = Y R  Y s  K xF = 1;

+ 𝜎𝜎 0 và 𝜎𝜎 0 lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép

𝐻𝐻𝐻𝐻𝐻𝐻𝐻𝐻 𝐹𝐹𝐻𝐻𝐻𝐻𝐻𝐻 ứng với số chu kỳ cơ sở Tra Bảng 6.2 tr.94 [1] có được:

+ 𝑆𝑆𝐻𝐻, 𝑆𝑆𝐹𝐹 - hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra Bảng 6.2 tr.94 [1] được:

S H = 1,1 và S F = 1,75 ;+ K FC - hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều) nên K FC = 1;

+ K HL , K FL - hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức sau:

 mH, mF - bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn, với vật liệu làm bánh răng có độ rắn HB ≤ 350 nên ta chọn m H = 6 ; m F = 6

𝑁𝑁HO - số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

Với: 𝐻𝐻HB là độ rắn Brinen.

Từ đó có được: HO1

 𝑁𝑁FO = 4.10 6 - số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.

 𝑁𝑁HE, NFE- số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, do bộ truyền làm việc với tải trọng tĩnh nên:

Với c, n, 𝑡𝑡𝛴𝛴lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.

Có c = 1, n1 = 960 (vg/ph), n2 = 240 (vg/ph), 𝑡𝑡𝛴𝛴= 20500h Từ đó suy ra:

N > N  Nhận xét thấy: HE2 HO2  chọn K = 1, K = 1 ;

Thay tất các các hệ số vào có được:

[ F1 ] = ( F )Y lim1 R  Y s  K xF  K FC  K FL = ( ) 111= 216 (MPa)

[ F 2 ] = ( F lim2 )Y R  Y s  K xF  K FC  K FL = ( ) 111= 205 (MPa)

4.3.2 Ứng suất cho phép khi quá tải

Do chế độ nhiệt luyện là thường hóa nên ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải là:

Do HB ≤ 350 nên ứng suất uốn cho phép khi quá tải là:

Tra Bảng 6.1 tr.92 [1] có được  ch  340 (MPa) , suy ra:

Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Chiều dài côn ngoài của bánh côn chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc và có công thức được lấy từ công thức 6.52a tr.112 [1] như sau:

+ 𝐾𝐾𝑅𝑅 - hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng:

K R = 0,5K d Với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng nên K d = 100 (MPa 1/3 )

- hệ số chiều rộng vành răng, với u >3 nên chọn K be = b

+ 𝐾𝐾𝐻𝐻𝐻𝐻 - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng, các trục I và trục II lắp trên ổ đũa, độ rắn mặt răng HB ≤ 350 kết hợp với trị Kbe  u 0, 25 4  0, 57

2 - K be 2  0, 25 từ đó tra Bảng 6.21 tr.113 [1] có được K H  = 1,13 ;

+ T1H297,13542 - momen xoắn trên trục bánh răng chủ động.

+ [𝜎𝜎𝐻𝐻] - ứng suất tiếp xúc cho phép, dựa vào kết quả tính toán ở mục 4.2 có được [ H ] = 427,27 (MPa)

Xác định các thông số ăn khớp

4.5.1 Môdun Đường kính vòng chia ngoài bánh răng nhỏ: d e1

Số răng bánh răng nhỏ:

+ Do độ rắn mặt răng 𝐻𝐻1 và 𝐻𝐻2 < HB350 nên z 1 = 1,6z 1p với trị số z 1p = 17 được tra trong Bảng 6.22 tr.114 [1], suy ra z 1 = 1,6z 1p = 1,6.17 = 27,2 Chọn z 1 = 27 Đường kính vòng chia trung bình: d m1 = (1 - 0,5K be )d e1 = (1 - 0,5 0,25)  73, 594= 64,394(mm)

Xác định mô đun pháp:

Dựa vào công thức 6.56 tr.115 [1] tính được: m = m tm

Tra Bảng 6.8 tr.99 [1] chọn mô đun tiêu chuẩn m te = 3 , từ đó tính lại các giá trị: m tm = m te (1 - 0,5K be ) = 3(1 - 0,5 0,25) = 2,625 (mm) 4.5.2 Xác định số răng z  d m1

4.5.3 Xác định góc ăn khớp

Tính lại tỷ số truyền và đánh giá sai số: u  z 2

Sai lệch tỷ số truyền bằng:

Xác định góc côn chia:

4.5.4 Xác định hệ số dịch chỉnh

Theo bảng 6.20, với z1 = 24 chọn hệ số dịch chỉnh đều x1 = 0,38; x2 = -0,38. Đường kính trung bình của bánh nhỏ dm1 = z1.mtm = 24 x 2,625 = 63 (mm).

Xác định một số thông số của bộ truyền bánh răng

Tính lại chiều dài côn thực:

Chiều rộng vành răng: b  K be R e  0, 25148, 431  37,10

 Chọn b = 38 (mm) Đường kính vòng chia ngoài: d e1  m te  Z 1  3 24  72(mm) d e2  m te  Z 2  3 96  288(mm) Đường kính trung bình của từng bánh: d m1  m tm  Z 1  2, 625 24  63(mm) d m2  m tm  Z 2  2, 625 96  252 (mm)

Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

4.7.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

Dựa vào công thức 6.58 tr.115 [1], ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng côn phải đảm bảo điều kiện sau:

+ 𝑍𝑍𝑀𝑀 - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Tra Bảng 6.5 tr.96 [1] có được Z M

= 274 (MPa 1/3 ) - Vật liệu bánh răng thép + 𝑍𝑍𝐻𝐻 - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

= 1,76 ; + 𝑍𝑍𝜀𝜀 - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Với: 𝜀𝜀𝛼𝛼 là hệ số trùng khớp ngang được tính như sau: ε = [1,88 - 3,2( 1

+ 𝑇𝑇1- momen xoắn của trục chủ động được lấy từ Bảng 1.1:

T1H297,13542 (Nmm) + b – chiều rộng vành răng, b = 38 (mm).

+ 𝐾𝐾𝐻𝐻 - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc và được tính bằng công thức sau:

 𝐾𝐾Hβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, được tính trong mục 4.4 có được K

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

 𝐾𝐾Hv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, được tính theo công thức:

Tra Bảng 6.15-6.16 tr.107 [1] được H 0,006 ứng với răng thẳng không có vát đầu răng và 𝑔𝑔𝑜𝑜 = 47 ứng với cấp chính xác 7. dm1- đường kính trung bình bánh răng côn nhỏ, được tính toán trong mục 4.6 có được dm1 = 63 mm. v – vận tốc vòng: v = πd m1 n 1 = 3,14  63 960 = 3,165 (m/s)

Thỏa mãn vh < vHmax = 240 vh ứng với cấp chính xác 7 được tra trong Bảng 6.17 tr.108 [1]

= 1,116 Sau đó tính được: K H = K H  K Hα K Hv = 1,1311,116= 1,261

+ [𝜎𝜎𝐻𝐻] - ứng suất tiếp xúc cho phép được tính toán ta có được

Z v  1, 08  0, 695ln(m) với m = 4  Z v  1 Thay tất cả các thông số vào ta được:

= 415,198 (MPa)Thỏa mãn σ H < [σ H ] = 427,27 (MPa) Điều kiện bền uốn đối với bánh răng côn được viết như sau: σ F = 2T 1 K F Y ε Y Y F /(0,85bm tm d m1 )  [σ F ]

+ 𝑇𝑇1 - momen xoắn trên bánh chủ động, T 1  48297,13542 (N.mm)

+ 𝑚𝑚tm - mô đun pháp trung bình: m tm  2, 625 (mm)

+ b - chiều rộng vành răng: b = 38 (mm).

+ 𝑑𝑑m1 - đường kính trung bình của bánh chủ động: d m1  63(mm)

+ 𝑌𝑌𝐻𝐻 - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng nên 𝑌𝑌𝐻𝐻 = 1.

- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Y ε = 1 ε α

Với 𝜀𝜀 = 1,73 Từ đó tính được: Y = 1

Số răng tương đương của bánh răng trụ răng thẳng với bánh răng côn: z vn1 z

 395,824 vn 2 cos 2 cos(75, 964  ) Tra Bảng 6.18 tr.109 [1] có được:

= 3,65 + 𝐾𝐾𝐹𝐹 - hệ số tải trọng khi tính về uốn

 𝐾𝐾𝐹𝐹𝐻𝐻 - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, tương tự như chọn 𝐾𝐾𝐻𝐻𝐻𝐻 , tra Bảng 6.21 tr.113 [1] có được K F  = 1,25

 𝐾𝐾𝐹𝐹𝛼𝛼 - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng thì K F  = 1

𝐾𝐾Fv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

𝛿𝛿𝐹𝐹 - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp khi tính với ứng xuất uốn được tra trong Bảng 6.15 tr.107 [1], với răng thẳng, không có vát đầu răng thì F = 0,016

𝑔𝑔𝑜𝑜 - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng được tra trong Bảng 6.16 tr.107 [1], goG.

Các thông số khác đã được tính toán gồm có: v = 3,165 (m/s), u = 4.

Từ đó tính toán được: v =  g v = 0,016  47 

+ [ F ] và [ F ] - lần lượt là ứng suất uốn cho phép của bánh răng 1 và bánh răng 2, đã

Thay tất cả các thông số vào ta được:

= 66,684 (MPa)Thỏa mãn 𝜎𝜎 𝐹𝐹1 ≤ �𝜎𝜎 𝐹𝐹1 �và 𝜎𝜎 𝐹𝐹2 ≤ �𝜎𝜎 𝐹𝐹2 �, điều kiện uốn được đảm bảo.

Một vài thông số hình học của cặp bánh răng

Đường kính vòng chia: d e1  m te  Z 1  3 24  72(mm) d e2  m te  Z 2  3 96  288(mm) Chiều cao răng ngoài:

Chiều cao đầu răng ngoài: h ae1  (h te  x 1 Cos( ))  m te  [1 0, 38 Cos(0)] 3  4,14 (mm) h ae2  2h te  m te  h ae1  2 1 3  4,14  1,86 (mm) Chiều cao chân răng ngoài: h fe1  h e  h ae1  6, 6  4,14  2, 46 (mm) h fe2  h e  h ae2  6,6 1,86  4, 74(mm) Đường kính đỉnh răng ngoài: d  d  2h  Cos( )  72  2  4,14  Cos(14,036  )  80, 032 (mm) ae1 e1 ae1 1 d  d  2h 

Cos( )  288  2 1,86  Cos(75,964  )  288, 90 (mm) ae2 e2 ae2 2

Với góc côn chia:   14, 036  và   75, 964  Lực ăn khớp trong bộ truyền bánh răng côn:

Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng

Trục để đỡ các chi tiết quay, bao gồm trục tâm và trục truyền Trục tâm có thể quay cùng với các chi tiết lắp trên nó hoặc không quay, chỉ chịu được lực ngang và momen uốn.

Thông số Kí hiệu chung

Kí hiệu Đơn vị Giá trị Ghi chú

Vật liệu bánh răng nhỏ Thép

Vật liệu bánh răng lớn Thép Độ rắn mặt răng bánh nhỏ, bánh lớn

Chiều dài côn ngoài 𝑅𝑅𝑒𝑒 𝑅𝑅𝑒𝑒 (mm) 148,43

Chiều rộng vành răng 𝑏𝑏 𝑏𝑏 (mm) 38

Mô đun vòng ngoài 𝑚𝑚𝑡𝑡𝑒𝑒 𝑚𝑚𝑡𝑡𝑒𝑒 (mm) 3

X2 -0,38 Đường kính vòng chia ngoài

𝑑𝑑𝑒𝑒2 (mm) 288 Đường kính trung bình 𝑑𝑑m 𝑑𝑑m1 (mm) 63

𝑑𝑑m2 (mm) 252 Đường kính vòng đỉnh răng ngoài

Chiều cao răng ngoài he (mm) 6,6

Chiều cao đầu răng ngoài

Chiều cao chân răng ngoài

Bảng 4 1 Tổng hợp các thông số của bộ truyền bánh răng

Tính chọn khớp nối

Thông số đầu vào:  T1  49272, 03(N.mm)

Chọn khớp nối trục vòng đàn hồi vì loại này dễ chế tạo, thay thế, làm việc tin cậy, được sử dụng rộng rãi.

Với: K là chế độ làm việc Tra bảng 16.1 (trang 58) [2] với loại máy công tác xích tải nên chọn: k=1,5

 dc  d t  38(mm) Tra bảng 16-10 a, b tr.68 [2]: Ta chọn được kích thước khớp nối như sau:

- Kích thước cơ bản của khớp nối trục vòng đàn hồi:

T(Nmm) Do(mm) Z L1(mm) L2(mm)

Bảng 4 2 Kích thước cơ bản của khớp nối trục vòng đàn hồi.

- Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi:

Bảng 4 3 Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi.

4.10.2 Kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền uốn của chốt Điều kiện bền đập của vòng đàn hồi: σ d = 2kT Z.D o d c l 3  [σ] d Trong đó:    - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su,     (2  4)MPa σ = 2kT 21,5

=> Thỏa mãn điều kiện dập. Điều kiện sức bền của chốt: σ u = kT l o

 - Ứng suất uốn cho phép của chốt,  

  (60  => Điều kiện uốn được đảm bảo. u u d

TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ PHẦN TRỤC

Thông số thiết kế trục

T- Mô mem xoắn danh nghĩa trên trục : Ӏ T I = 48297,13542 (N.mm)

T- Mô mem xoắn danh nghĩa trên trục : ӀӀ T  3598,75 (N.mm)

Sơ đồ phân tích lực

5.2.1 Sơ đồ lực tác dụng lên các trục trong hộp

Hình 5 1 Lực tác dụng lên trục của hộp giảm tốc.

5.2.2 Giá trị lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục

Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng:

F  F  F tan.sin  1533, 274  tan(20 o ) sin(14,036 o )  135, 348 (N) a1 r2 t2 1 Đối với bộ truyền xích, lực tác dụng lên trục F r do lực căng xích tạo thành Dựa vào công thức 5.20 tr.88 [1] có được:

+ k x - hệ số để đến trọng lượng xích, với góc nghiêng của bộ truyền xích là 0 o nên ta chọn k x  1,15

Lực khớp nối tác dụng lên trục:

Thiết kế sơ bộ trục

5.3.1 Chọn vật liệu chế tạo trục

Trục hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình nên ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hóa có cơ tính:

(MPa) và ứng suất xoắn cho phép: [𝜏𝜏] = 15 ÷ 20 (MPa)

5.3.2 Tính sơ bộ đường kính trục I và II

T- Mô mem xoắn danh nghĩa trên trục : Ӏ T I

   - Ứng suất xoắn cho phép  

 30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc ta d sb1 = = = 25,250 22,941 (mm)

- Với trục  : d sb 2 T  - Mô mem xoắn danh nghĩa trên trục : ӀӀ T  = 183598,75 (N.mm)

   - Ứng suất xoắn cho phép   =

15  20 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc d sb2 = = = 39,407 35,804 (mm)

5.3.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực trên trục I và IICác kích thước về chiều dài các chi tiết và khoảng cách giữa các điểm đặt lực được thể hiện trong Hình 5.2.

Hình 5 2 Sơ đồ chi tiết hai trục.

+ k – số thứ tự trục trong hộp giảm tốc, k = 1, 2

+ i – số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng: i = 0 và 1: các tiết diện trục lắp ổ; i = 2…s, với s là số chi tiết quay (bánh răng, đĩa xích, khớp nối);

+ lk1 – khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k;

+ lmki – chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục thứ k, tính theo công thức 10.10 đến 10.13 tr.189 [1] tùy theo loại chi tiết quay, trong đó d là đường kính trục sơ bộ của trục k

+ lcki – khoảng côngxôn (khoảng chìa) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

+ bki – chiều rộng vành răng thứ i trên trục thứ k. a) Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục

Ta chọn được chiều rộng ổ lăn trên các trục là:   b01 = 17 (mm) b = 23 (mm)

 02 b) Xác định sơ bộ khoảng cách k 3 - khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k1 h n - Chiều cao nắp ổ và đầu bulông k2 k 1 - là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của vỏ hộp k3 k 2 - là khoảng cách từ măt mút củ ổ đỡ đến thành trong của vỏ hộp hn

Bảng 5 1.Trị số các khoảng cách k 1 , k 2 , k 3 , h n

Với trục Ӏ: vì hộp giảm tốc 1 cấp nên ta có:

- Chiều dài mayơ bánh răng côn: l m13 = (1,2  1,4)d 1 = (1,2  1,4)  25 (30

- Chiều dài mayơ của khớp nối: l m12 = (1,4  2,5)d 1 = (1,4  2,5)  25 (35  62,5) (mm) Chọn l m12 = 55 (mm)

- Khoảng cách công xôn trên trục Ӏtính từ khớp nối đến gối đỡ: l 12 =l c12  0,5(l m12 + b 01 ) + k 3 + h n = 0,5 (55 + 17) + 15 + 18 = 69 (mm) l 11  (2, 5 3)d I  (2, 5 3)  25  (62, 5 75)(mm) Chọn l11 = 70 (mm)

- Khoảng cách từ gối đỡ đầu tiên đến tiết diện thứ 3 trên trục :Ӏ

Tra bảng 10.4 tr.191 [1] ta có: l 13 = l 11  l m13  0, 5.b 01  k 1  k 2  0, 5b 13 cos1

Với trục ӀӀ: vì hộp giảm tốc 1 cấp ( tương tự như trục 1 ) nên ta có:

- Chiều dài moayơ bánh răng côn: l m23 = (1,2  1,4)d 2 = (1,2  1,4)  40 (48

- Chiều dài moayơ của đĩa xích: l m 22 = (1,2  1,5).d 2 = (1,2  1,5)  40 (48  60) (mm)  l m22 = 55 (mm)

Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục, chọn theo bảng 10.3 (trang 198) ta được: k 1 = 12 (mm) ; k 2 = 12 (mm) ; k 3 = 15 (mm) ; h n = 18 (mm) ; b 02 = 23 (mm) Suy ra: l c 22 =l 22 =0,5(l m22 + b 02 ) + k 3 + h n = 0,5(55 + 23) + 15 + 18 = 72 (mm) l 23 =l m23  k 1 +k 2 -0,5b 23 cos 2 +0,5b 02

Chỉ tiêu tính toán trục

Trong quá trình làm việc trục có thể bị hỏng ở các dạng sau:

- Gãy trục: Trục bị tách rời thành hai nữa, không thể làm việc được nữa, ngoài ra có thể gây nguy hiểm cho người và các chi tiết máy ở lân cận. Gãy trục có thể do quá tải đột ngột, hoặc do mỏi

- Trục bị cong vênh Nếu ứng suất quá lớn, trục bị biến dạng dư, trở nên cong vênh, không thể làm việc tốt được nữa thường là do tải trọng quá lớn, hoặc tải trung bình nhưng tác dụng trong một thời gian quá dài, trục bị lưu biến.

- Trục bị biến dạng đàn hồi quá lớn: Nếu trục không đủ độ cứng, biến dạng võng trục, xoắn trục lớn làm ảnh hưởng đến sự ăn khớp của các bộ truyền trên trục; biến dạng góc xoay lớn sẽ dẫn đến kẹt ổ.

- Bề mặt lắp ghép của trục bị dập: Dùng mối ghép có độ dôi quá lớn, làm dập bề mặt trục, phải bỏ trục.

- Mòn các ngỗng trụ: Đặc biệt là ngỗng trục lắp với ổ trượt Mòn quá mức cho phép, phải thay trục.

- Trục bị dao động quá mức cho phép sẽ làm tăng biến dạng trục, tăng tải trọng tác dụng lên trục, dẫn đến hỏng trục.

- Trục bị mất ổn định: Một số trục mảnh, chịu tải trọng dọc trục lớn, trục bị uốn cong do mất ổn định Giảm đáng kể khả năng làm việc của trục. Để hạn chế các dạng hỏng kể trên, trục thường được tính toán thiết kế hoặc kiểm tra theo các chỉ tiêu sau: σ𝑏𝑏đ < [σ] (1)

Nếu có tải trọng quá tải, cần kiểm tra theo chỉ tiêu: σ𝑞𝑞𝑏𝑏 < [σ𝑞𝑞𝑏𝑏] (3) Đối với trục mảnh cần kiểm tra các chỉ tiêu về độ cứng. Đối với các trục tương đổi mảnh, chịu lực dọc trục lớn, cần kiểm tra điều kiện ổn định.

- σ𝑏𝑏đ là ứng suất tương đương xuất hiện trên tiết diện của trục

- [σ] lá ứng suất cho phép của trục theo sức bền mỏi

- S là hệ số an toàn tính tại tiết diện của trục

- [S] là hệ số an toàn cho phép của trục

- σ𝑞𝑞𝑏𝑏 là ứng suất do tải trọng quá tải gây nên tại tiết diện nguy hiểm.

- [σ 𝑞𝑞𝑏𝑏 ] là ứng suất cho phép của trục theo sức bền tĩnh

Trục thường bị hỏng do mỏi, độ bền của trục không những phụ thuộc vào giá trị ứng suất trên các tiết diện nguy hiểm của trục, mà còn phụ thuộc vào các yếu tố gây tập trung ứng suất trên trục.

Sử dụng chỉ tiêu (1) để tính trục, được gọi là tính gần đúng trục Trong tính toán chỉ quan tâm đến ứng suất trên trục, chứ chưa kể đến các yếu tố gây tập trung ứng suất.

Sử dụng chỉ tiêu (2) để tính trục, được gọi tính chính xác trục Trong tính toán đã chú ý đến giá trị ứng suất và các yếu tố gây tập trung ứng suất.

Sử dụng chỉ tiêu (3) để tính trục, được gọi là tính trục theo quá tải.

Tính thiết kế trục I

5.5.1 Tính thiết mô men trục I a) Tính phản lực

Hình 5 3 Sơ đồ các điểm đặt lực trên trục I.

Chiếu lên hệ tọa độ Oxyz, ta có các phương trình cân bằng: ΣFx  Fk  Fx10 + Fx11+ Ft1  0

Fy  Fy10  Fy11  Fr1  0 ΣM  F l + F F l -  dm1  0 (0)x y11 11 r1 13 a1 2

Trong đó: ΣM(0)y  Fk  l12 -Fx11  l11-Ft1  l13  0

Thay số vào ta được:

Hình 5.5: Sơ đồ lực đã đổi chiều trên trục I.

 y11  851, 755 (N ) b) Vẽ biểu đồ mô men

Hình 5 4 Biểu đồ momen trên trục I. s

3 0,1 63 c) Tính mô men uốn và môn men tương đương

Momen tại các tiết diện của trục I được tính toán như sau:

Mômem uốn tổng tính theo công thức:

Mij Mtdij M ij và mômem tương đương M tdij ứng với các tiết diện ij được dij = (mm)

M ij , M tdij , d ij - lần lượt là mômem uốn tổng, mômem tương đương, đường kính trục tại các tiết diện ij trên chiều dài trục.

M yij , M xij - mômem uốn cho phép chế tạo trục.

Ta có đường kính sơ bộ của trục I là: d I  25 (mm) , từ đó tra Bảng 10.5 tr.195 [1] có được [σ] = 63 MPa

- Tại tiết diện 1 - 3 (vị trí của bánh răng côn):

5.5.2Thiết kế sơ bộ kết cấu trục I a) Xác định đường kính các đoạn trục Đường kính trục tại các tiết diện j trên chiều dài trục được tính theo công thức (tr.194) [1]:

Mtdj – momen tương đương tại các tiện j trên chiều dài trục.

[σ] - momen uốn cho phép chế tạo trục, tra bảng 10.5 (tr.195) [1] có [σ] = 63

- Tại tiết diện 1 - 3 (vị trí của bánh răng côn): d 13 = = = 18,827 (mm) b) Chọn đường kính các đoạn trục

Ta chọn đường kính trục theo tiêu chuẩn để đảm bảo điều kiện lắp ghép, vậy ta chọn được:

Do các trục nằm trong hộp giảm tốc nên ta chọn loại then bằng Để đảm bảo tính công nghệ ta chọn loại then giống nhau trên cùng một trục theo TCVN 2262 – 77 dựa theo Bảng 9.1a (tr.173) [1] chọn được then bằng tại các vị trí lắp then cho trục như sau:

Theo TCVN 2261-77; kích thước: mm Đường kính trục

Bán kính góc lượn của rãnh r b h 𝑡𝑡1 𝑡𝑡2 Nhỏ nhất Lớn nhất

Bảng 5 2 Thông số kích thước then bằng được lắp trên trục I. a) Kiểm nghiệm then

  d   - Ứng suất dập và ứng suất dập cho phép

- Ứng suất cắt và ứng suất cắt cho phép

- Tại vị trí lắp bánh răng côn:

Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa các trục và then Chiều dài then theo tiết diện chứa bánh răng côn nhỏ: l t1  (0,8 0, 9)l m13  (0,8 0, 9)  33  (26, 4 29, 7)  l t1  28(mm)

Khi xác định đường kính trục chưa xét tới chưa xét tới một số yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt v.v Vì vậy sau khi định kết cấu trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu [1].

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  s s /  [s]

+ [s] – hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2

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

 1 và  1 - giới hạn mỏi uốn và xoắn tương ứng với chu kỳ đối xứng Có thể lấy gần đúng  1  0, 436b (đối với thép cácbon); 1  0, 58 1 Có b  600 MPa , từ đó tính được1  0, 436.600  261, 6 MPa và1  0, 58.261, 6  151, 728 MPa

- biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp

2 Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên:

Với hệ dẫn động băng tải, trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó:

Với W j và W oj là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục, được xác định theo Bảng 5.3 dựa theo Bảng 10.6 tr.196 [1]:

Bảng 5 3 Công thức tính momen cản uốn W j và momen cản xoắn W oj

  và  - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi được cho trong Bảng 5.4 dựa theo Bảng 10.7 tr.197 [1]:

 0,05 Đồ án thiết kế cơ

Bảng 5 4 Trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi.

- hệ số, xác định theo công thức:

Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, tra Bảng 10.8 tr.197 [1] chọn được Kx = 1,06 ứng với phương pháp gia công tiện có độ nhẵn bề mặt Ra = 2,5…0,63 và  b = 600 MPa

Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục, xem Bảng 10.9 tr.197 [1] phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu, từ đó chọn được Ky = 1,6 với  b = 600 MPa và dùng phương pháp tôi bằng dòng điện tần số cao để tăng bền bề mặt εvà ε- hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra Bảng 10.10 tr.198 [1]

Kvà K- hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất được tra trong Bảng 10.11-10.12 tr.200 [1].

Với trục lắp có độ dôi ứng với vị trí lắp ổ lăn có kiểu lắp k6 ta chọn được K  ε   2, 06 ,

Với trục có rãnh then, khi cắt bằng dao phay ngón nên có được K  = 1,46 và K  = 1,76 a) Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục tại vị trí mặt cắt tương ứng với ổ lăn

Từ các công thức đã được nêu ở trên ta kiểm nghiệm độ bền như sau: s 1  s s

Với: Đồ án thiết kế cơ

 d1 a1  m1 Đồ án thiết kế cơ

 (K  K x 1) / K y a Đồ án thiết kế cơ

3 Đồ án thiết kế cơ

Thay số vào ta được:

Nhận thấy s 1  [s] nên vị trí nguy hiểm tại mặt cắt 1-1 thỏa mãn điều kiện bền mỏi. b) Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục tại vị trí mặt cắt, vị trí lắp bánh răng côn

Kiểm nghiệm độ bền mỏi tại vị trí lắp bánh răng côn được kiểm tra như sau: s 3  s s

  a3      Đồ án thiết kế cơ

W 3 ε Đồ án thiết kế cơ

 d3 0, 76 Thay số vào ta được: s  Đồ án thiết kế cơ

28, 2382  3, 0952 Đồ án thiết kế cơ

Nhận thấy s  [s] nên vị trí nguy hiểm tại mặt cắt 3-3 thỏa mãn điều kiện bền mỏi.

5.5.5 Quyết định lại lần cuối các tiết diện trục và vẽ kết cấu trục I

d = 25 (mm) Đường kính trục tại các thiết diện:  10

Tính thiết kế trục II

5.6.1 Tính thiết mô men trục II a) Tính phản lực

Theo các điều kiện cân bằng lực và mô mem ta lập được hệ phương trình sau: Với:

 Đồ án thiết kế cơ

Hình 5 6 Sơ đồ đặt lực trên trục II.

Ta có các phương trình cân bằng: ΣF x  F x 20 -F t 2 +F x 21  0

 Đồ án thiết kế cơ

Hình 5 7 Biểu đồ momen trên trục II. s Đồ án thiết kế cơ

3 0,1 50 c) Tính mô men uốn và môn men tương đương

Mômem uốn tổng tính theo công thức: M j và mômem tương đương M tdj ứng với các tiết diện j được

M j , M tdj , d j - lần lượt là mômem uốn tổng, mômem tương đương, đường kính trục tại các tiết diện j trên chiều dài trục.

M yj , M xj - mômem uốn cho phép chế tạo trục, tra bảng 10.5 có

Ta có đường kính sơ bộ của trục II là:

II  40 (mm) , từ đó tra Bảng 10.5 tr.195

Momen tại các tiết diện của trục II được tính toán như sau:

T 2  183598, 75 (N.mm) d Đồ án thiết kế cơ

Tại tiết diện ứng với điểm 2 - 1 (vị trí đặt ổ lăn):

5.6.2 Thiết kế sơ bộ kết cấu trục II a) Xác định đường kính các đoạn trục Đường kính trục tại các tiết diện j trên chiều dài trục được tính theo công Đồ án thiết kế cơ

0,1 50 Đồ án thiết kế cơ

Mtdj – momen tương đương tại các tiện j trên chiều dài trục.

[σ] - momen uốn cho phép chế tạo trục, tra bảng 10.5 (tr.195) [1] có [σ] = 50 (MPa)

- Tại thiết diện 2 - 1: d 21 = = = 34,447 (mm) b) Chọn đường kính các đoạn trục

Ta chọn đường kính trục theo tiêu chuẩn để đảm bảo điều kiện lắp ghép, vậy ta chọn được:

5.6.3 Chọn then trên trục II a) Loại then

Do trục nằm trong hộp giảm tốc nên ta chọn loại then bằng Để đảm bảo tính công nghệ ta chọn loại then giống nhau trên cùng một trục theo TCVN 2262 – 77 dựa theoBảng 9.1a (tr.173) [1] chọn được then bằng tại các vị trí lắp then cho trục như sau:

 Đồ án thiết kế cơ

Theo TCVN 2261-77; kích thước: mm Đường kính trục d, mm

Kích thước tiết diện then

Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r b h Trên trục t1

Bảng 5 5 Thông số kích thước then bằng được lắp trên trục II. b) Kiểm nghiệm then

  d   - Ứng suất dập và ứng suất dập cho phép

 c   c  - Ứng suất cắt và ứng suất cắt cho phép ;   c  = 20 30 (MPa)

- Tại vị trí lắp đĩa xích:

Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa các trục và then.

- Tại vị trí lắp bánh răng côn:

Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa các trục và then.

 Đồ án thiết kế cơ

 s2  s2  j  j Đồ án thiết kế cơ

Khi xác định đường kính trục chưa xét tới chưa xét tới một số yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt v.v Vì vậy sau khi định kết cấu trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu [1].

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  s s /  [s]

+ [s] – hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2

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

 1 và  1 - giới hạn mỏi uốn và xoắn tương ứng với chu kỳ đối xứng Có thể lấy gần đúng 1  0, 436b (đối với thép cácbon); 1  0, 58 1 Có b  600 MPa , từ đó tính được1  0, 436.600  261, 6 MPa và1  0, 58.261, 6  151, 728 MPa

- biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp

2 Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên:

Với hệ dẫn động băng tải, trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó:

 mj   aj   maxj / 2  T j / (2W oj )Với W j và W oj là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục, được xác định theo Bảng 5.6 dựa theo Bảng 10.6 tr.196 [1]: ε Đồ án thiết kế cơ

Trục có 2 rãnh then d 3 bt (d  t ) 2

Bảng 5 6 Công thức tính momen cản uốn W j và momen cản xoắn W oj

  và  - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi được cho trong Bảng 5.7 dựa theo Bảng 10.7 tr.197 [1]:

Bảng 5 7 Trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi.

 K  dj và K  dj - hệ số, xác định theo công thức:

Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, tra Bảng 10.8 tr.197 [1] chọn được Kx = 1,06 ứng với phương pháp gia công tiện có độ nhẵn bề mặt Ra = 2,5…0,63 và  b = 600 MPa

Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục, xem Bảng 10.9 tr.197 [1] phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu, từ đó chọn được Ky = 1,6 với  b = 600 MPa và dùng phương pháp tôi bằng dòng điện tần số cao để tăng bền bề mặt ε  và ε  - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra Bảng 10.10 tr.198 [1]

K  và K  - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất được tra trong Bảng 10.11-10.12 tr.200 [1]. Đồ án thiết kế cơ

Với trục lắp có độ dôi ứng với vị trí lắp ổ lăn có kiểu lắp k6 ta chọn được K  ε   2, 06 ,

1 Đồ án thiết kế cơ s2  s2  1  1

Với trục có rãnh then, khi cắt bằng dao phay ngón nên có được K= 1,46 và K= 1,76. a) Kiểm nghiệm độ về mỏi của trục tại vị trí mặt cắt ứng với ổ lăn

Từ các công thức đã được nêu ở trên ta kiểm nghiệm độ bền như sau: s 1  s s

  = 0,05 Đồ án thiết kế cơ

 Đồ án thiết kế cơ

Thay số vào ta được: s 1 

Nhận thấy s 1  [s] nên vị trí nguy hiểm tại mặt cắt 2-1 thỏa mãn điều kiện bền mỏi. b) Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục tại vị trí mặt cắt, vị trí lắp bánh răng côn

Kiểm nghiệm độ bền mỏi tại vị trí lắp bánh răng côn được kiểm tra như sau: s 3  s s

3 Đồ án thiết kế cơ

3 Đồ án thiết kế cơ

K = 1,54 Đồ án thiết kế cơ

 Đồ án thiết kế cơ s2  3 3s2

Thay số vào ta được: s 3 

Nhận thấy s  [s] nên vị trí nguy hiểm tại mặt cắt 2-3 thỏa mãn điều kiện bền

5.6.5 Quyết định lại lần cuối các tiết diện trục và vẽ kết cấu trục II

d = 40 (mm) Đường kính trục tại các thiết diện:  20

Hình 5 8 Kết cấu trục II.

3 Đồ án thiết kế cơ

TÍNH CHỌN Ổ LĂN

Chỉ tiêu tính toán ổ lăn

Đối với các ổ quay chậm n < 1 v/ph được tính theo chỉ tiêu tải tĩnh:

C0 < [C0] (20-1) Đối với các ổ có số vòng quay lớn n > 1 v/ph, được tính theo chỉ tiêu mỏi:

-C0 là hê số tải trọng tĩnh của ổ.

- [C0] là hệ số tải trọng tĩnh cho phép của ổ, còn được gọi là hệ số khả năng tải tĩnh của ổ.

- C là hệ số tải trong động của ổ.

- [C] là hệ số tải trọng động cho phép của ổ, còn được gọi là hệ số khả năng tải động của ổ.

Sử dụng chỉ tiêu 20-1 để tính ổ lăn, gọi là tính ổ lăn theo khả năng tải tĩnh.

Sử dụng chỉ tiêu 20-2 để tính ổ lăn, gọi là tính ổ lăn theo khả năng tải động.

Chọn loại ổ lăn cho trục I

6.2.1 Chọn cấp chính xác của ổ Đối với hộp giảm tốc, ta chọn ổ lăn có cấp chính xác bình thường

6.2.2 Chọn sơ bộ cỡ ổ Đối với trục có lắp bánh răng côn hoặc bánh vít: do yêu cầu về độ cứng và độ chính xác nên sử dụng ổ đũa côn.

Với đường kính ngõng trục d10 = d11 = 25 (𝑚𝑚𝑚𝑚), tra bảng P2.11 tr.262[1] ta chọn được ổn lăn với các thông số sau:

Bảng 6 1 Ổ đũa côn cỡ trung rộng (theo GOST 333 – 71) Đồ án thiết kế cơ

6.2.3 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động

Tính tải trọng quy ước Q

Tải trọng quy ước được tính bằng công thức sau:

+ F r và F a - tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục tác dụng lên ổ lăn, kN

+ V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay nên chọn V = 1

+ kt – hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, t ≤ 105oC nên chọn kt = 1

+ kd – hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, trị số kd được tra trong Bảng 11.3 tr 215

[1] có được kd = 1,3 với tải trọng va đập vừa của hộp giảm tốc

+ X – hệ số tải trọng hướng tâm

+ Y – hệ số tải trọng dọc trục

Dựa vào cách bố trí cặp ổ lăn như Hình 6.1 lực Fa tại mỗi vị trí lắp ổ được tính bằng công thức sau:

Hình 6 1 Lực tác dụng lên ổ lăn trên trục I

 F a1 – tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ đỡ - chặn số 1

- tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ đỡ - chặn số 2

- tổng lực dọc trục ngoài do bộ truyền bánh răng côn

- lực dọc trục tác dụng lên ổ, được tính bằng công thức sau: d Đồ án thiết kế cơ

Lực hướng tâm tại mỗi vị trí đặt ổ lăn tương ứng là:

Với ổ đũa côn có góc α = 11,33o thì trị số e1 = 1,5.tgα = 1,5.tg11,33o = 0,300

F s11  0,83e 1  F r11  0,83 0, 300  3024, 457  753, 089 (N) Sau đó tính ra được:

753, 089 (N) Trị số X và Y đối với các loại ổ dựa theo Bảng 11.4 tr.215 [1].

Tra Bảng 11.4 tr.215 [1] chọn được:

X11 = 1 và Y11 = 0 Thay tất cả các hệ số vào ta tính được tải trọng quy ước đối với từng ổ lăn như sau:

Khả năng tải động của ổ theo điều kiện

+ Q – tải trọng động quy ước, kN: Đồ án thiết kế cơ

+ L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay: Đồ án thiết kế cơ

+ m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m 

+ C – trị số tải động cho phép

+ Cd – trị số tải động của ổ lăn

Từ các số liệu được tính toán bên trên, ta thay tất cả các thông số vào được:

 Thỏa mãn khả năng tải động.

6.2.4 Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

Khả năng tải tĩnh của ổ lăn được kiểm nghiệm bằng công thức sau:

Trong đó: Co – khả năng tải tĩnh, Co1 = 36,60 (kN). Đối với ổ đũa côn, giá trị Qt là trị số lớn nhất trong hai giá trị được tính bằng công thức sau:

Trong đó hai giá trị X10 và Y10 tương ứng là hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, tra Bảng 11.6 chọn được

Với ổ lăn số 0, ta tính được:

Q t10  X 0 F r10  Y 0 F a10  0, 51718, 99 1, 098 888, 437  1834, 998 (N ) Với ổ lăn số 1, ta tính được:

So sánh hai giá trị Qt10 < Co1 = 36,60 (kN) và Qt11 < Co1, do vậy hai ổ lăn đã chọn đều đảm bảo khả năng tải tĩnh.

Chọn loại ổ lăn cho trục II

6.3.1 Chọn cấp chính xác của ổ Đối với hộp giảm tốc, ta chọn ổ lăn có cấp chính xác bình thường

- Cấp chính xác: 0 Đồ án thiết kế cơ

- Độ đảo hướng tâm: 20 d Đồ án thiết kế cơ

6.3.2 Chọn sơ bộ cỡ ổ Đối với trục có lắp bánh răng côn hoặc bánh vít: do yêu cầu về độ cứng và độ chính xác nên sử dụng ổ đũa côn.

Với đường kính ngõng trục d20 = d21 = 40 (𝑚𝑚𝑚𝑚), tra bảng P2.11 tr.262[1] ta chọn được ổn lăn với các thông số sau:

Bảng 6 2 Ổ đũa côn cỡ nhẹ (theo GOST 333 – 71)

6.3.3 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động

Khả năng tải động của ổ theo điều kiện

+ Q – tải trọng động quy ước, kN:

+ L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay:

+ m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m 

+ C – trị số tải động cho phép

+ Cd – trị số tải động của ổ lăn

Tính tải trọng quy ước Q

Tải trọng quy ước được tính bằng công thức sau:

+ F r và F a - tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục tác dụng lên ổ lăn, kN

+ V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay nên chọn V = 1

+ kt – hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, t ≤ 105oC nên chọn kt = 1

+ kd – hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, trị số kd được tra trong Bảng 11.3 tr 215

[1] có được kd = 1,3 với tải trọng va đập vừa của hộp giảm tốc

+ X – hệ số tải trọng hướng tâm

+ Y – hệ số tải trọng dọc trục Đồ án thiết kế cơ

Dựa vào cách bố trí cặp ổ lăn như Hình 6.1 lực Fa tại mỗi vị trí lắp ổ được tính bằng công thức sau:

Hình 6 2 Lực tác dụng lên ổ lăn trên trục II

 F a1 – tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ đỡ - chặn số 1

- tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ đỡ - chặn số 2

- tổng lực dọc trục ngoài do bộ truyền bánh răng côn.

- lực dọc trục tác dụng lên ổ, được tính bằng công thức sau:

F s  0,83.eF r Lực hướng tâm tại mỗi vị trí đặt ổ lăn tương ứng là:

Với ổ đũa côn có góc α = 14,33o thì trị số e2 = 1,5.tgα = 1,5.tg(14,33o) = 0,383 Suy ra:

Sau đó tính ra được:

F a20  F s21  F a2  663, 522  541, 40  1204, 922 (N) Đồ án thiết kế cơ

Chọn: d Đồ án thiết kế cơ

 663, 522 (N) Trị số X và Y đối với các loại ổ dựa theo Bảng 11.4 tr.215 [1].

Tra Bảng 11.4 tr.215 [1] chọn được:

Thay tất cả các hệ số vào ta tính được tải trọng quy ước đối với từng ổ lăn như sau:

Khả năng tải động của ổ theo điều kiện

+ Q – tải trọng động quy ước, kN:

+ L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay:

+ m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m 

+ C – trị số tải động cho phép.

+ Cd – trị số tải động của ổ lăn.

Từ các số liệu được tính toán bên trên, ta thay tất cả các thông số vào được:

C 2  Q 2 m L 2  3, 07   16, 911(kN) < 42,40 (kN) Đồ án thiết kế cơ

6.3.4 Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

Khả năng tải tĩnh của ổ lăn được kiểm nghiệm bằng công thức sau:

Qt ≤ Co Đồ án thiết kế cơ

Trong đó: Co – khả năng tải tĩnh, Co2 = 32,70 (kN) Đối với ổ đũa côn, giá trị Qt là trị số lớn nhất trong hai giá trị được tính bằng công thức sau:

Trong đó hai giá trị X20 và Y20 tương ứng là hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, tra Bảng 11.6 chọn được:

Với ổ lăn số 0, ta tính được:

Với ổ lăn số 1, ta tính được:

So sánh hai giá trị Qt20 < Co2 = 32,70 (kN) và Qt21 < Co2, do vậy hai ổ lăn đã chọn đều đảm bảo khả năng tải tĩnh. Đồ án thiết kế cơ

TÍNH KẾT CẤU VÀ GIÁ THÀNH HỘP

Tính, lựa chọn bôi trơn

7.1.1 Bôi trơn trong hộp giảm tốc Để giảm mất mát về công suất do ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết bị han gỉ cần phải bôi trơn liên lục các bộ truyền.

Bộ truyền bánh răng côn có vận tốc vòng v = 3,1 < 12m/s vì vậy nên bộ truyền bánh răng được bôi trơn bằng cách ngâm trong dầu Với vận tốc vòng của bánh răng côn v = 3,1 (m/s) ta tra Bảng 18-11 tr.100 [2] được độ nhớt dầu trong khoảng từ 50 o C đến 100 o C là 80/11, sau đó tra Bảng 18-13 tr.100 [2] có được loại dầu cần bôi trơn là dầu ô tô máy kéo AK-20.

Chiều sâu ngâm dầu: hdầu = (0,75…2).hrăng ≥ 10

Theo tính toán mục 4.9 có được hrăng = 6,6 mm

Từ đó chọn hdầu = 12mm

Chọn phương pháp bôi trơn ổ lăn dựa vào vận tốc dài trên vành của BR ngâm dầu: v R e  d 148, 43   

Vì v  3(m / s)  bôi trơn ổ lăn bằng dầu, dùng dầu bôi trơn trong bộ truyền được đưa lên bôi trơn nhờ bắn tóe (hoặc sương mù) có thể dung them rãnh dẫn dầu.

Tính, lựa chọn kết cấu cho các bộ phận, các chi tiết

7.2.1 Kết cấu bánh răng a) Kết cấu bánh răng nhỏ

Có đường kính đỉnh răng dae1 = 80,032 mm nên chọn phương pháp chế tạo phôi là rèn hoặc dập trong sản xuất đơn chiếc, nhỏ lẻ vì dae1 < 250 mm.

Khi đường kính bánh răng gần với đường kính trục thì bánh răng được làm liền trục Kiểm tra bánh răng 1 có làm được liền trục được hay không qua điều kiện sau:

Trong đó: mte là modun mút ngoài, mte = 3, suy ra: X > 5,4 mm Các giá trị trên Hình 7.1 bao gồm: b = 38 mm ; hfe1 = 2,46 mm;

 Đồ án thiết kế cơ

Hình 7 1 Sơ đồ kích thước cơ bản của bánh răng côn nhỏ.

Dựa vào sơ đồ Hình 7.1 ta tính được:

Từ đó so sánh được

(mm) lớn quá nhiều so với d 1  30 (mm) và thêm một điều nữa đó là

 5, 4 Vì vậy bánh răng I được làm rời trục. b) Kết cấu bánh răng lớn

Có đường kính đỉnh răng d ae2  288, 90 (mm) nên chọn phương pháp chế tạo phôi là rèn tự do trong sản xuất đơn chiếc, nhỏ lẻ vì d ae2  250 600 (mm)

Vành răng   (2, 5 3)  m te  (2, 5 3)  3  (7, 5 9) chọn   8(mm)

 Đồ án thiết kế cơ Đường kính ngoài mayơ:

Chiều dày đĩa để nối mayơ với vành răng: chọn D  70 (mm)

C l ₂ Đồ án thiết kế cơ

Hình 7 2 Kết cấu bánh răng côn lớn

Chọn chiều dày đĩa C  13(mm) ; Đường kính lỗ trên đĩa:

7.2.2 Kết cấu gối đỡ trục d 0  25 (mm)

Bố trí gối đỡ trục như sơ đồ phần tính toán ổ lăn Mỗi gối trục hạn chế di chuyển về 1 phía Trục II ta sử dụng ổ đũa côn cỡ nhẹ, trục I ta sử dụng ổ đũa côn cỡ trung rộng Thông số chi tiết được cụ thể trong Bảng 7.2.

Bảng 7 1 Các thông số chi tiết ổ đũa côn dùng cho từng trục. d d D d Đồ án thiết kế cơ

7.2.3 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp a) Chiều dầy thành hộp

Hình 7 3 Kích thước bề dày thành hộp. b) Gân tăng cứng

Chiều cao h: h  4  48  32 (mm) Độ dốc lấy khoảng 2 o c) Đường kính các bulông và vít

Bu lông nền: d 1  0, 04R e 10  0, 04 148, 43 10  15, 9372 (mm) , chọn bu lông M16

Bu lông ghép bích nắp và thân: d 3  (0,8  0, 9)d 2  (0,8  0, 9)12  9, 6

Vít ghép nắp ổ: d 4  (0, 6  0, 7)d 2  (0, 6  0, 7) 12  (7, 2  8, 4) chọn M8 Vít ghép nắp cửa thăm: d 5  (0, 5  0, 6)d 2  (0, 5  0, 6) 12  (6  7.2) Đồ án thiết kế cơ chọn M8 d) Mặt bích ghép nắp và thân Chiều dày bích thân hộp: S3  (1, 4 1,8)d3  (1, 4 1,8) 10  14 18 chọn S3 = 18 Đồ án thiết kế cơ

Chiều dày bích nắp hộp: S 4  (0, 9 1)S 3  (0, 9 1) 16  (14, 4

Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ:

Bề rộng bích nắp và thân mm K 3  K 2  (3  5)  38  (3  5) 

Bề rộng mặt đế hộp:

Hình 7 4 Kích thước mặt đế hộp. f) Khe hở giữa các chi tiết

Khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp:

Khe hở giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp:

 40) g) Số lượng bulông nền chọn ∆ = 9 chọn ∆1 = 35

Ta có L = 600 và B = 200 từ đó tính được số lượng bu lông nền:

Z  L  B Đồ án thiết kế cơ

Vỏ hộp giảm tốc Đồ án thiết kế cơ

- Công dụng: Đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bặm.

- Thành phần bao gồm: thành hộp, gân, mặt bích, gối đỡ…

- Chi tiết cơ bản: độ cứng cao, khối lượng nhỏ.

- Vật liệu làm vỏ: gang xám GX15-32.

- Phương pháp gia công: đúc.

Chọn bề mặt lắp ghép và thân

- Bề mặt lắp ghép của vỏ hộp (phần trên của vỏ là nắp, phần dưới là thân) thường đi qua đường tâm của các trục.

- Bề mặt lắp ghép song song với trục đế.

Với bánh răng côn nhỏ dùng thêm cốc lót Cốc lót được làm bằng gang GX 15-32. Đường kính ngoài của cốc lót được tính như sau:

- δ chiều dày cốc lót, δ = C.D, tra Bảng 15-14 tr.42 [2] được C = 0,12… 0,15 Thay số vào có được δ = (0,12…0,15).72= 8,64…10,8 mm, chọn δ 10 mm.

Chiều dày vai δ1 và chiều dày bích δ2 của cốc lót: δ1 = δ2 = δ = 10 mm Tra Bảng 18-2 tr.88 [2] có được các thông số sau:

- Đường kính tâm lỗ vít: D2 = 90 mm

- Đường kính ngoài của bích: D3 = 115 mm

- Số lượng vít Z = 4 Để thuận tiện cho gia công, bề mặt lắp ghép của ống lót và lỗ hộp có thể làm lõm xuống khoảng 1…0,5 mm Chỗ lắp ổ lăn cũng được gia công chính xác. Lắp ghép giữa ống lót với hộp có thể lắp lỏng nếu cần dịch chuyển theo chiều trục Dùng kiểu  H7 h6 Đồ án thiết kế cơ b) Nắp ổ

Vật liệu chế tạo nắp ổ là gang GX 15-32.

Dùng bề mặt có đường kính D làm chuẩn định tâm theo kiểu lắp H7 Vì mặt chuẩn cơ bản là mặt bích nên chiều dài của mặt trụ định tâm thường lấy nhỏ từ 5…7 mm.

Các kích thước của nắp ổ lấy theo Bảng 18-2 tr.88 [2]

Với trục I các thông số như với cốc lót

Với trục II: D = 80 mm nên ta tra được các thông số khác cụ thể như sau:

- Đường kính tâm lỗ vít: D2 = 100 mm

- Đường kính ngoài của bích: D3 = 125 mm

Chiều dày bích nắp: δ3 = (0,7…0,8) δ = (0,7…0,8).10 = 7…8 chọn δ3 = 8mm 7.2.6 Cửa thăm Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp Trên nắp lắp thêm nút thông hơi Theo Bảng 18-5 tr.92 [2] ta được:

Bảng 7 2 Kích thước nắp quan sát.

Hình 7 5 Cửa thăm. Đồ án thiết kế cơ

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 ra dùng nút thông hơi Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp.

Bảng 7 3 Kích thước nút thông hơi.

7.2.8 Nút tháo dầu a) Nút tháo dầu

Sau thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn do bụi bẩn và do hạt mài, hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu được tra trong Bảng 18.7-93 [2].

Hình 7 7 Nút tháo dầu. Đồ án thiết kế cơ d b m f L c q D S D0

Bảng 7 4 Kích thước nút tháo dầu. b) Kiểm tra mức dầu

Tên chi tiết: que thăm dầu.

- Que thăm dầu: dùng để kiểm tra mức dầu, chất lượng dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc Để tránh sóng dầu gây khó khăn cho việc kiểm tra, đặc biệt khi máy làm việc 3 ca, que thăm dầu thường có vỏ bọc bên ngoài.

Hình 7 8 Kích thước que thăm dầu.

Tên chi tiết: Chốt định vị.

- Chức năng: nhờ có chốt định vị, khi xiết bu lông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân) do đó loại trừ được các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng.

- Chọn loại chốt định vị là chốt côn.

- Thông số kích thước: tra bảng 18.4b-91[2]

Tên chi tiết: Vòng móc (bu lông vòng)

- Chức năng: để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép…) trên nắp và thân thường lắp thêm bu lông vòng.

Tra bảng 18.3b-89[2] với Re8,43 (mm) ta được trọng lượng hộp Q= 60 Kg. Đồ án thiết kế cơ

Bảng 7 5 Thông số bu lông vòng tra trong bảng 18.3a-89[2].

7.2.11 Vòng phớt, vòng chắn dầu

- Chức năng: bảo vệ ổ lăn khỏi bám bụi, chất lỏng hạt cứng và các tạp chất xâm nhập vào ổ, những chất này làm ổ chóng bị mài mòn và han gỉ.

- Thông số kích thước: tra bảng 15.17-50[2], ta được: d d1 d2 D a B S0

Bảng 7 6 Thông số kích thước vòng phớt.

Chi tiết vòng chắn dầu:

- Chức năng: vòng chắn dầu cùng với trục, ngăn cách mỡ bôi trơn với dầu trong hộp, không cho dầu thoát ra ngoài.

- Thông số kích thước vòng chắn dầu. a = 8mm; t = 2mm; b = 5mm

Định kiểu lắp, lập bảng dung sai

7.3.1 Kiểu lắp ổ lăn với trục và vỏ hộp Để các vòng không trơn trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ khi làm việc, ta cần chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay Đối với các vòng không quay ta sử dụng các kiểu lắp có độ dôi hở.

Chính vì vậy, khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép k6, còn khi lắp ổ lăn vào hộp thì ra chọn mối ghép H7.

7.3.2 Kiểu lắp bánh răng trên trục

Do không yêu cầu tháo lắp thường xuyên nên ra chọn kiểu lắp trung gianH7/k6. Đồ án thiết kế cơ

7.3.3 Kiểu lắp giữa nắp ổ với gối ổ, bạc, trục

- Lỗ gối ổ với nắp ổ: có thể dung H7/d11.

- Bạc với trục: có thể dùng D11/k6.

7.3.4 Bảng dung sai và kích thước lắp ghép

Trục Vị trí lắp Kích thước

II Trục - Vòng trong ổ lăn

Bảng 7 7 Bảng dung sai và kích thước lắp ghép. Đồ án thiết kế cơ

Dự toán giá thành sản phẩm

Ở phần này giá thành của hộp sẽ dự tính vì thế giá thành thực tế có thể sai lệch với giá trị dự toán Giá thành dự toán của hộp giảm tốc bằng tổng giá thành dự toán của tất cả các chi tiết trong hộp với giả thiết sản xuất loạt vừa Các chi tiết máy được chia làm hai nhóm: Nhóm các chi tiết chế tạo theo thiết kế (Nhóm I) và nhóm các chi tiết tiêu chuẩn có sẵn trên thị trường (Nhóm II) Hai nhóm chi tiết được phân loại trong Bảng 7.4.1 đây bao gồm cả vật liệu/Ký hiệu và số lượng.

Nhóm I (Các chi tiết gia công theo thiết kế) Nhóm II (Các chi tiết thương mại)

STT Tên chi tiết Số lượng Vật liệu STT Tên chi tiết Số lượng Vật liệu

1 Thân hộp 1 GX 15-32 1 Vòng phớt trục I 1 Phớt

2 Nắp hộp 1 GX 15-32 2 Vòng phớt trục II 1 Phớt

3 Trục I 1 Thép 45 3 Vòng chắn dầu 1 trục I 1 Thép 45

4 Trục II 1 Thép 45 4 Vòng chắn dầu 2 trục I 1 Thép 45

5 Bánh răng lớn 1 Thép 45 5 Vòng chắn dầu 1 trục II 1 Thép 45

6 Bánh răng nhỏ rời trục 1 Thép 45 6 Vòng chắn dầu 2 trục II 1 Thép 45

I 1 GX 15-32 7 Chốt côn định vị 2 Thép 45

8 Nắp ổ hở trục I 1 GX 15-32 8 Then bằng 6x6 1 Thép 45

II 1 GX 15-32 9 Then bằng 14x9 1 Thép 45

II 1 GX 15-32 10 Then bằng 10x8 1 Thép 45

11 Nắp cửa thăm 1 Thép 45 11 Ổ đũa côn 7606 2 Théo ổ bi

12 Bạc chắn đầu trục I 1 Thép 45 12 Ổ đũa côn 7608 2 Théo ổ bi

13 Bạc chắn đầu trục II 1 Thép 45 13 Đệm điều chỉnh đầu trục II 2 Lá thép 45 mỏng

14 Đệm điều chỉnh đầu trục I 2 Lá thép 45 mỏng

15 Đệm que thăm dầu 1 Cao su

17 Đai ốc của bu lông bích nắp với thân 4 Thép CT3

18 Đệm vênh bu lông bích nắp với thân 4 Thép 45

19 Bulông ghép bích nắp với thân 4 Thép CT3

20 Vít nắp cửa thăm 4 Thép CT3

21 Đệm nắp cửa thăm 1 Cao su

22 Bu lông cạnh ổ 6 Thép CT3

23 Đệm vênh bu lông cạnh ổ 6 Thép 45

24 Đai ốc bu lông cạnh ổ 6 Thép CT3

25 Nút tháo dầu 1 Thép 45 Đồ án thiết kế cơ

26 Đệm nút tháo dầu 1 Nhôm

27 Vít nắp ổ trục I (M6) 8 Thép CT3

Bảng 7 8 Phân loại chi tiết máy trong hộp.

7.4.1 Dự toán giá thành của các chi tiết chế tạo theo thiết kế

Các chi tiết máy nhóm I sẽ được tính toán dựa theo khối lượng, giá thành vật liệu và công chế tạo theo công thức như sau:

- m là khối lượng của chi tiết (kg) hay m  V

 V (m 3 ) là thể tích của chi tiết với:

  là khối lượng riêng của vật liệu theo mác thép/gang (kg/m 3 ) được thể hiện trong Bảng 7.10.

Vật liệu Thép 45 Gang xám 15-32

Bảng 7 9 Khối lượng riêng của vật liệu [5].

- k m là giá của vật liệu theo mác thép/ gang/ đồng/ nhôm (vnđ/kg) như trong Bảng 7.11.

Vật liệu Thép 45 Gang xám 15-32

Bảng 7 10 Khối lượng riêng của vật liệu [6].

- k f là chi phí gia công dự tính cho các phương giáp gia công khác nhau như trong Bảng 7.12.

Vật liệu Gia công trục Gia công bánh răng Đúc vỏ hộp

Bảng 7 11 Giá thành gia công.

- Giá thành gia công những chi tiết máy thuộc nhóm I được thể hiện trong Bảng 7.13 dưới đây: Đồ án thiết kế cơ

Nhóm I (Các chi tiết gia công theo thiết kế) STT Tên chi tiết Vật liệu

Giá thành cho một sản phẩm Số lượng Tổng tiền

6 Bánh răng nhỏ rời trục Thép 45 245,000 1 245,000

9 Nắp ổ kín trục II GX 15-32 180,000 1 180,000

10 Nắp ổ hở trục II GX 15-32 165,000 2 330,000

12 Bạc chắn đầu trục I Thép 45 87,000 2 174,000

13 Bạc chắn đầu trục II Thép 45 96,000 2 192,000

Bảng 7 12 Giá thành gia công của các chi tiết máy nhóm I.

7.4.2 Báo giá của các chi tiết thương mại

Giá thành của các chi tiết thương mại được lấy theo báo giá của các công ty.Tổng giá thành dự toán của các chi tiết thương mại được kê trong Bảng 7.14 dưới đây: Đồ án thiết kế cơ

Nhóm II (Các chi tiết thương mại)

STT Tên chi tiết Vật liệu/ Mã số Đơn giá (vnđ) Số lượng

1 Vòng phớt trục I Cao su 40,000 1 40,000

2 Vòng phớt trục II Cao su 40,000 1 40,000

3 Vòng chắn dầu 1 trục I Thép 45 90,000 1 90,000

4 Vòng chắn dầu 2 trục I Thép 45 90,000 1 90,000

5 Vòng chắn dầu 1 trục II Thép 45 90,000 1 90,000

6 Vòng chắn dầu 2 trục II Thép 45 90,000 1 90,000

7 Chốt côn định vị Thép 45 10,000 2 20,000

13 Đệm điều chỉnh đầu trục II Lá thép 45 mỏng 4,500 2 9,000

14 Đệm điều chỉnh đầu trục I Lá thép 45 mỏng 4,500 2 9,000

15 Đệm que thăm dầu Cao su 2,000 1 2,000

17 Đai ốc của bu lông bích nắp với thân Thép CT3 1,500 4 6,000

18 Đệm vênh bu lông bích nắp với thân Thép 45 8,000 4 32,000

19 Bulông ghép bích nắp với thân Thép CT3 10,000 4 40,000

20 Vít nắp cửa thăm Thép CT3 6,000 4 24,000

21 Đệm nắp cửa thăm Cao su 4,500 1 4,500

22 Bu lông cạnh ổ Thép CT3 2,000 6 12,000

23 Đệm vênh bu lông cạnh ổ Thép 45 8,000 6 48,000

24 Đai ốc bu lông cạnh ổ Thép CT3 1,500 6 9,000

26 Đệm nút tháo dầu Nhôm 4,500 1 4,500

27 Vít nắp ổ trục I (M8) Thép CT3 5,000 8 40,000

28 Vít nắp ổ trục II (M8) Thép CT3 5,000 12 60,000

Bảng 7 13 Giá thành của nhóm chi tiết thương mại.

7.4.3 Dự toán giá thành của hộp

Từ kết quả tổng giá thành được kê trong Bảng 7.4.5 và 7.4.6, giá thành dự tính của hộp được tính theo công thức sau:

 C h  5.936.000 1.499.000  7.435.000 (vnd) Đồ án thiết kế cơ