đồ án chi tiết máy thiết kế hê dẫn đô ̣ ng xích tải

CH N Đ NG C ĐI N – PHẦN PHỐI T SỐ TRUYỀẦN O Ô Ơ Ê Ỷ

TÍNH TOÁN THIỀ́T KỀ́ B TRUYỀẦN H ( B TRUYỀẦN ĐAI ) Ộ Ở Ộ

Chọn loại tiết diện đai

Theo hình 4.1 (trang 59 - Sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập một) chọn tiết diện đai

Diện tích tiết diện A, Đường kính bánh đai nhỏ , mm

Chiều dài giới hạn l, mm Đai hình thang thường Б 14 1

Tính toán các thông số

Theo bảng 4.13 đường kính bánh đai nhỏ d 1 = 1,2.140 = 168mm, chọn d 1 =

Vì v = 13,71 m/s < v max = 25 m/s nên chọn đai thang thường

Theo công thức 4.2, với = 0,02, đường kính bánh đai lớn d 2 = ud 1 (1 - ) = 3,15.180.(1 – 0,02) = 555,66mm Theo bảng 4.26, chọn đường kính tiêu chuẩn d 2 = 560 mm

Như vậy tỉ số truyền thực tế: u t = d 2 /[d 1 (1 – )] = 560/[180(1 – 0,02)] = 3,175 u = (u t – u)/u = [(3,175 – 3,15)/3,15].100% = 0,79% < 4%

Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục a

Ta chọn khoảng cách sơ bộ:

Theo công thức 4.4 chiều dài đai: l = 2a + 0,5π(d 1 + d 2 ) + (d 2 – d 1 ) 2 /4a = 2.1000 + 0,5.3,14(180 + 560) + (560 – 180) 2 /4.560 = 3226,85mm Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn l = 3150mm = 3,15m

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây, theo công thức 4.15: i = v/l = 13,71/3,15 = 4,35/s < 10/s Tính khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 3150

Theo công thức 4.7 góc ôm

Xác định số đai z

 Theo bảng 4.7, K đ = 1,45 ( làm việc 3 ca )

 Chiều rộng bánh đai, theo công thức 4.17 và bảng 4.21:

 Đường kính ngoài của bánh đai:

Bánh bị dẫn da2 = d2+2h0 = 560 + 2.4,2 = 568,4mm

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

Trong đó F v = q m v 2 (định kì điều chỉnh lực căng), với q m = 0,178 kg/m (bảng 4.22)

 Theo công thức 4.21 lực tác dụng lên trục :

F r = 2F 0 zsin( 1 /2) = 2.201,97.3.sin(158,59 o /2) = 1190,73N Ứng suất lớn nhất trong dây đai:

Modun đàn hồi E có giá trị trung bình khoảng 100-350 chọn E0

(theo giáo trình cơ sở thiết kế máy- Nguyễn Hữu Lộc)

Kiểm nghiệm ứng suất cho phép: Đai thang nên:

Tuổi thọ đai được xác định theo công thức:

Số vòng chạy của đai trong 1s: 4,35

TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC

Cặp bánh răng cấp chậm

 Chọn vật liệu Đối với hộp giảm tốc chịu công suất trung bình hoặc nhỏ chỉ cần chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng thường được thường hóa hoặc tôi cải thiện

Nhãn hiệu thép Nhiệt luyện Độ rắn

Giới hạn chảy σch, MPa

 Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]

[σF] = YR.YS.KxF.KFC.KFL

Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy ZRZVZxH = 1 và YRYSKxF = 1, do đó các công thức trở thành:

Trong đó: và lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép

+ Bánh bị dẫn, chọn HB2 = 255

SH = 1,1 (bảng 6.2) – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

SF = 1,75 (bảng 6.2) – hệ số an toàn khi tính về uốn

KFC = 1 (đặt tải một phía) – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

KHL, KFL – 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:

KHL = ; KFL Với: mH, mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn; mH = 6; mF = 6 (độ rắn mặt răng HB< 350)

NHO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

NFO = 4.10 6 – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NHE , NFE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc:

Với : c = 1 – số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

Ti – moment xoắn ti – tổng số giờ làm việc Ta có thời gian phục vụ L = 5 năm, làm 240 ngày mỗi năm, 3 ca, 1 ca 8 giờ trong ngày) => ti = 5.240.3.8 = 28800 giờ ni – số vòng quay

Vì NHE1 > NHO1, NFE1 > NFO nên KHL1 = 1 và KFL1 = 1

 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

 Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

3.1.3 Truyền động bánh răng trụ

 Khoảng cách trục aw’ aw

Trong đó: Ka = 43 (loại răng nghiêng bảng 6.5) – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

T2 65792,2 Nmm – moment xoắn trên trục bánh chủ động

[σH] = 540,91 MPa - ứng suất tiếp xúc cho phép u = 2,77 – tỉ số truyền ψba = 0,35 (bảng 6.6) => ψbd = 0,53ψba(u + 1) = 0,72

Theo tiêu chuẩn chọn aw = 200 mm

 Xác định môđun m = (0,01 ÷ 0,02)aw = (0,01 ÷ 0,02).200 = (2 ÷ 4) mm

Ta có góc nghiêng β trong khoảng từ 8 20 độ

Ta chọn số răng bánh dẫn z1 = 34 răng

Số răng bánh bị dẫn z2 = uz1 = 2,77.34 = 94,18 => z2 = 95 răng

 Tính lại tỉ số truyền u = = = 2,79 sai số 0,7% < 3% thỏa điều kiện

 Tính lại góc nghiêng β: cosβ = = = 0,9675 => β = 14,64° thỏa giá trị trong khoảng 8 ÷ 20 độ

 Đường kính vòng chia: d1 = = = 105,4 mm d2 = = = 294,6 mm

 Đường kính vòng đỉnh: da1 = d1 + 2m = 105,4 + 2.3 = 108,4 mm da2 = d2 + 2m = 294,6 + 2.3 = 300,6 mm

 Đường kính vòng lăn: dw1 = = = 106,1 mm dw2 = dw1u = 106,1.2,77 = 293,9 mm

 Đường kính vòng đáy: df1 = d1 – 2,5m = 105,4 – 2,5.3 = 97,9 mm df2 = d2 – 2,5m = 294,6 – 2,5.3 = 287,1 mm

 Khoảng cách trục chia : a = 0,5(d2 + d1) = 0,5(294,6 + 105,4) = 200 mm

 Chiều rộng vành răng: b1 = b2 + 6 = 70 + 6 = 76 mm bw = b2 = ψba.aw = 0,35.200 = 70 mm

 Góc prôfin răng αt = arctan = arctan = 20,61 o

 Góc ăn khớp atw = arccos = arccos = 20,61 o

 Vận tốc vòng bánh răng : v = = = 0,93 m/s

Theo bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác 9

3.1.4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

 Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền

Trong đó: ZM = 274 (bảng 6.5) – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH Với βb = arctan(cosαt.tanβ) = arctan(cos20,61.tan14,64) = 13,74 o

Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Với εβ – hệ số trùng khớp dọc: εβ εα – hệ số trùng khớp ngang εα = = = 1,69

KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KH = KHβ.KHα.KHv = 1,08.1,13.1,01 = 1,23 với KHβ = 1,08

Với vH = δH.go.v = 0,002.73.0,93 = 1,15 m/s δH = 0,002 (bảng 6.15) và go = 73 (bảng 6.16)

Vậy σH Thỏa điều kiện quá tải về tiếp xúc

 Kiểm nghiệm quá tải dựa vào ứng suất uốn cực đại σFmax = σF.Kqt ≤ [σF]max σF1max = σF1.Kqt = 105,21.2,2 = 231,462 MPa < [σF1]max = 520 MPa σF2max = σF2.Kqt = 102,37.2,2 = 225,214 MPa < [σF2]max = 400 MPa

=> Thỏa điều kiện quá tải về uốn

Khoảng cách trục aw (mm) 200

Chiều rộng vành răng bw (mm) 70

Số răng bánh dẫn z1 (mm) 34

Bánh răng dẫn z2 có 95 răng, đường kính chia d1 là 105,4 mm, đường kính chia d2 là 294,6 mm, đường kính đỉnh da1 là 108,4 mm, đường kính đỉnh da2 là 300,6 mm, đường kính vòng lăn dw1 là 106,1 mm, đường kính vòng lăn dw2 là 293,9 mm, đường kính vòng đáy df1 là 97,9 mm, đường kính vòng đáy df2 là 293,9 mm.

Góc ăn khớp αtw (độ) 20,61

Cặp bánh răng cấp nhanh

Do không có yêu cầu đặc biệt, để thống nhất ta chọn vật liệu cặp bánh răng cấp nhanh giống như cặp bánh răng cấp chậm

Nhãn hiệu thép Nhiệt luyện Độ rắn

Giới hạn chảy σch, MPa

Bánh dẫn 45X Tôi cải HB 230 280 850 650 thiện

 Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]

[σF] = YR.YS.KxF.KFC.KFL

Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy ZRZVZxH = 1 và YRYSKxF = 1, do đó các công thức trở thành:

Trong đó: và lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép

+ Bánh bị dẫn, chọn HB2 = 255

SH = 1,1 (bảng 6.2) – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

SF = 1,75 (bảng 6.2) – hệ số an toàn khi tính về uốn

KFC = 1 (đặt tải một phía) – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

KHL, KFL – 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:

KHL = ; KFL Với: mH, mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn; mH = 6; mF = 6 (độ rắn mặt răng HB< 350)

NHO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

NFO = 4.10 6 – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NHE, NFE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc:

Với : c = 1 – số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

Ti – moment xoắn ti – tổng số giờ làm việc Ta có thời gian phục vụ L = 5 năm, làm 240 ngày mỗi năm, làm 3 ca, 1 ca 8 giờ trong ngày => ti = 5.240.3.8 = 28800 giờ ni – số vòng quay

 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

 Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

3.2.3 Truyền động bánh răng trụ

Do đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên aw = 200 (mm)

 Xác định môđun m = (0,01 ÷ 0,02)aw = (0,01 ÷ 0,02).200 = (2 ÷ 4) mm

Ta có góc nghiêng β trong khoảng từ 8 20 độ

Ta chọn số răng bánh dẫn z1 = 34 răng

Số răng bánh bị dẫn z2 = uz1 = 2,77.34 = 94,18 => z2 = 95 (răng)

 Tính lại tỉ số truyền u = = = 2,79 sai số 0,7% < 3% thỏa điều kiện

 Tính lại góc nghiêng β: cosβ = = = 0,9675 => β = 14,64° thỏa giá trị trong khoảng 8 ÷ 20 độ

 Đường kính vòng chia: d1 = = = 105,4 mm d2 = = = 294,6 mm

 Đường kính vòng đỉnh: da1 = d1 + 2m = 105,4 + 2.3 = 108,4 mm da2 = d2 + 2m = 294,6 + 2.3 = 300,6 mm

 Đường kính vòng lăn: dw1 = = = 106,1 mm dw2 = dw1u = 106,1.2,77 = 293,9 mm

 Đường kính vòng đáy: df1 = d1 – 2,5m = 105,4 – 2,5.3 = 97,9 mm df2 = d2 – 2,5m = 294,6 – 2,5.3 = 287,1 mm

 Khoảng cách trục chia : a = 0,5(d2 + d1) = 0,5(294,6 + 105,4) = 200 mm

 Chiều rộng vành răng: b1 = b2 + 6 = 70 + 6 = 76 mm bw = b2 = ψba.aw = 0,35.200 = 70 mm

 Góc prôfin răng αt = arctan = arctan = 20,61 o

 Góc ăn khớp atw = arccos = arccos = 20,61 o

 Vận tốc vòng bánh răng : v = = = 2,57 m/s

Theo bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác 9

3.2.4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

 Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền

Trong đó: ZM = 274 (bảng 6.5) – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Với βb = arctan(cosαt.tanβ) = arctan(cos20,61.tan14,64) = 13,74 o

Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Với εβ – hệ số trùng khớp dọc: εβ εα – hệ số trùng khớp ngang εα = = = 1,69

KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KH = KHβ.KHα.KHv = 1,08.1,13.1,01 = 1,23 với KHβ = 1,08

Với vH = δH.go.v = 0,002.73.2,57 = 3,19 m/s δ H = 0,002 (bảng 6.15) và go = 73 (bảng 6.16)

Vậy σH Thỏa điều kiện quá tải về tiếp xúc

 Kiểm nghiệm quá tải dựa vào ứng suất uốn cực đại σFmax = σF.Kqt ≤ [σF]max σF1max = σF1.Kqt = 44,86.2,2 = 98,692 MPa < [σF1]max = 520 MPa σF2max = σF2.Kqt = 43,65.2,2 = 96,03 MPa < [σF2]max = 400 MPa

=> Thỏa điều kiện quá tải về uốn

Khoảng cách trục aw (mm) 200

Chiều rộng vành răng bw (mm) 70

Số răng bánh dẫn z1 (mm) 34

Số răng bánh dẫn z2 là 95 Đường kính vòng chia d1 và d2 lần lượt là 105,4 mm và 294,6 mm Đường kính vòng đỉnh da1 và da2 lần lượt là 108,4 mm và 300,6 mm Đường kính vòng lăn dw1 và dw2 lần lượt là 106,1 mm và 293,9 mm Đường kính vòng đáy df1 và df2 lần lượt là 97,9 mm và 293,9 mm.

Góc ăn khớp αtw (độ) 20,61

Tính toán thiết kế trục

Thông số kĩ thuật và chọn vật liệu

Vật liệu chế tạo là thép 45 tôi cải thiện

Giới hạn bền σb = 850 MPa Độ rắn HB 241 285 Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 30 MPa lấy trị số nhỏ đối với trục vào, lớn đối với trục ra

Tính thiết kế trục

4.1.2.1 Tải trọng tác dụng lên trục

 Cặp bánh răng cấp nhanh

Lực hướng tâm: Fr1 = Fr2 = (N)

Lực dọc trục: Fa1 = Fa2 = Ft1.tanβ = 2592,13.tan14,64 = 677,13 (N)

 Cặp bánh răng cấp chậm

Lực hướng tâm: Fr3 = Fr4 = (N)

Lực dọc trục: Fa3 = Fa4 = Ft3.tanβ’ = 6895,23.tan14,64 = 1801,21 (N)

 Lực tác dụng từ bộ truyền đai Fr = 1190,73 (N)

4.1.2.2 Tính sơ bộ trục d ≥ Trong đó: T – moment xoắn

[τ] – ứng suất xoắn cho phép

Theo bảng 10.2, ta chọn: d1 = 40 (mm), d2 = 50 (mm), d3 = 70 (mm)

Từ đó suy ra chiều rộng ổ lăn: bo1 = 23 (mm), bo2 = 27 (mm), bo3 = 35 (mm)

Theo bảng 10.3, ta có k1 = 11 – Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp k2 = 9 – Khoảng cách từ mặt mút ổ lăn đến thành trong của hộp k3 = 14 – Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ hn = 17 – Chiều cao nắp ổ và đầu bulông

Chiều dài mayơ bánh đai: lm12 = (1,2 1,5)d1 = (1,2 1,5).40 = (48 60) Chọn lm12 = 55 mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ nhất trên trục I: lm13 = (1,2 1,5)d1 = (1,2 1,5)40 = (48 60) Chọn lm13 = 55 mm

Chiều dài mayơ trên bánh răng trụ thứ 2 trên trục II: lm22 = (1,2 1,5)d2 = (1,2 1,5)50 = (60 75) Chọn lm22 = 65 mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ 3 trên trục II: lm23 = (1,2 1,5)d2 = (1,2 1,5)50 = (60 75) Chọn lm23 = 65 mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ 4 trên trục III: lm32 = (1,2 1,5)d3 = (1,2 1,5)70 = (84 105) Chọn lm32 = 90mm

Chiều dài mayơ khớp nối: lm33 = (1,4 2,5)d3 = (1,4 2,5)70 = (98 175) Chọn lm33 = 100mm

Trục I l12 = 0,5(lm12 + bo1) + k3 + hn = 0,5(55 + 23) + 14 + 17 = 70 mm l13 = 0,5(lm13 + bo1) + k1 + k2 = 0,5(55 + 23) + 11 + 9 = 59 mm l11 = 2l13 = 2.59 = 118 mm

Trục II l22 = l13 = 59 mm l23 = l11 + l32 + k1 + bo2 = 118 + 80 + 11 + 27 = 236 mm l21 = l23 + l32 = 236 + 80 = 316 mm

Trục III l32 = 0,5(lm32 + bo3) + k1 + k2 = 0,5(90 + 31) + 11 + 9 = 80,5 mm l31 = 2l32 = 2.80,5 = 161 mm

Ta có lc33 = 0,5(lm33 + bo3) + k3 + hn = 0,5(100 + 31) + 14 + 17 = 96,5 mm

4.1.2.3 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

Trục I ̵̵ Các lực tác dụng:

Frd = 1190,73 (N) ̵̵ Phản lực trên các gối đỡ:

∑FA = Frd – Ft1 + FBx - FAx = 0

Tại tiết diện bánh răng 1:

Mbr1 = = 59423,99 Nmm ̵̵ Moment tương đương

Tại tiết diện đai: Mtd- d

Tại đai: dd ≥ mm => Chọn dd = 32 mm

Vậy tại trục I chọn dd = 32 mm, dol1 = 40 mm, dbr1= 38 mm ̵̵ Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi sj = sσj.sτj/ ≥ [s]

+ Tại tiết diện đai: sσj srj Với: σb = 850 MPa σ-1 = 0,436σb = 0,436.850 = 370,6 MPa – giới hạn mỏi uốn τ-1 = 0,58σ-1 = 0,58.370,6 = 214,95 MPa – giới hạn mỏi xoắn Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó σmj = 0 ; σaj = σmaxj = Mj/Wj = 83351,1/2650,72 = 31,44

Wj Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động τmj = τaj = Tj/(2Woj) = 137512,56/(2.5301,44) = 12,97

Kσ = 2,01 ; Kτ = 1,88 (dùng dao phay ngón – bảng 10.12)

Suy ra: sσj = = 7,74 srj = = 10,36 vậy sj = 7,74.10,36/ = 6,2 > [s]

[s] là hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5 2,5 nên tiết diện tại đai thỏa điều kiện về độ bền mỏi

+ Tại tiết diện bánh răng 1 sσj srj Với: σb = 850 MPa σ-1 = 0,436σb = 0,436.850 = 370,6 MPa – giới hạn mỏi uốn τ-1 = 0,58σ-1 = 0,58.370,6 = 214,95 MPa – giới hạn mỏi xoắn Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó σmj = 0 ; σaj = σmaxj = Mj/Wj = 59423,99/5387 = 11,03

Wj Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động τmj = τaj = Tj/(2Woj) = 137512,56/(2.10774) = 6,38

Suy ra: sσj = = 21,32 srj = = 20,42 vậy sj = 21,32.20,42/ = 14,75 ≥ [s] = 1,5 2,5

Vậy tiết diện tại bánh răng 1 thỏa điều kiện về độ bền mỏi ̵̵ Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh σtd = ≤ [σ]

+ Tại tiết diện đai: σ = Mmax/(0,1d 3 ) = 83351,1/(0,1.32 3 ) = 25,44 τ = Tmax/(0,2d 3 ) = 137512,56/(0,2.32 3 ) = 20,98

Trong đó:Mmax = 83351,1 Nmm dd = 32 mm

Vậy tiết diện tại đai thỏa mãn điều kiện về độ bền tĩnh

+ Tại tiết diện bánh răng 1: σ = Mmax/(0,1d 3 ) = 118143,37/(0,1.38 3 ) = 21,53 τ = Tmax/(0,2d 3 ) = 137512,56/(0,2.38 3 ) = 12,53

Trong đó:Mmax = 118143,37 Nmm dbr1 = 38 mm

Vậy tiết diện tại bánh răng 1 thỏa mãn điều kiện về độ bền tĩnh

 Trục II ̵̵ Các lực tác dụng:

Fa2 = 677,13 (N) Fa3 = 1801,21 (N) ̵̵ Xác định phản lực gối đỡ trên trục

∑mC = 59Fr2 + Ma2 – Ma3 + 236Fr3 – 316FDy = 0

∑FC = Fr2 + Fr3 – FDy – FCy = 0

∑FC = Ft2 – Ft3 + FDx – FCx = 0

=> Tại tiết diện bánh răng 2:

Tại tiết diện bánh răng 1’:

=> Tại tiết diện bánh răng 1’:

Mbr1’ = = 388084,09 Nmm ̵̵ Moment tương đương:

Mtd- br2 Tại tiết diện bánh răng 1’:

Mtd- br1’ ̵̵ Đường kính trục

Tại bánh răng 2: dbr2 ≥ mm => Chọn dbr2Hmm

Tại bánh răng 1’: dbr1’ ≥ mm

Vậy tại trục I chọn dbr2 = 48 mm, dol2 = 50 mm, dbr1’= 48 mm ̵̵ Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi sj = sσj.sτj/ ≥ [s]

+ Tại tiết diện bánh răng 2 sσj srj Với: σb = 850 MPa σ-1 = 0,436σb = 0,436.850 = 370,6 MPa – giới hạn mỏi uốn τ-1 = 0,58σ-1 = 0,58.370,6 = 214,95 MPa – giới hạn mỏi xoắn Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó σmj = 0 ; σaj = σmaxj = Mj/Wj = 192977,75/10857,34 = 17,77

[s] là hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5 2,5 nên tiết diện tại bánh răng 2 thỏa điều kiện về độ bền mỏi

Tại tiết diện bánh răng 1', ứng suất uốn lớn nhất là σ-1 = 370,6 MPa, giới hạn mỏi uốn là τ-1 = 214,95 MPa Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, nên ứng suất uốn trung bình σmj bằng 0, còn ứng suất uốn biên độ σaj bằng ứng suất uốn cực đại σmaxj = 35,74 MPa.

Vậy tiết diện tại bánh răng 1’ thỏa điều kiện về độ bền mỏi ̵̵ Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh σtd = ≤ [σ]

+ Tại tiết diện bánh răng 2: σ = Mmax/(0,1d 3 ) = 192977,95/(0,1.48 3 ) = 17,45 τ = Tmax/(0,2d 3 ) = 365792,2/(0,2.48 3 ) = 16,54

Trong đó:Mmax = 187144,62 Nmm dd = 48 mm

Vậy tiết diện tại bánh răng 2 thỏa mãn điều kiện về độ bền tĩnh

+ Tại tiết diện bánh răng 1’: σ = Mmax/(0,1d 3 ) = 385142,11/(0,1.48 3 ) = 34,83 τ = Tmax/(0,2d 3 ) = 365792,2/(0,2.48 3 ) = 16,54

Trong đó:Mmax = 385142,11 Nmm dbr1 = 48 mm

Vậy tiết diện tại bánh răng 1’ thỏa mãn điều kiện về độ bền tĩnh

Fk= 2T3/D0 = 2 973084,7/160 = 12163,56 (N) với D0 = 160 (bảng 16-10a) ̵̵ Xác định phản lực gối đỡ trên trục

∑FE = Ft4 – FFx + Fkn + FEx = 0

Tại tiết diện khớp nối:

Mk = Fk.86,5 = 12163,56.86,5 = 1052147,94 Nmm ̵̵ Moment tương đương

Tại tiết diện khớp nối:

Mtd- k = 849258,83 Nmm ̵̵ Đường kính trục

Tại bánh răng 2’: dbr2’ ≥ mm

Tại khớp nối: dk ≥ mm

Vậy tại trục III chọn dbr2’ = 65 mm, dk = 65 mm, dol3 = 60 mm ̵̵ Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi sj = sσj.sτj/ ≥ [s]

+ Tại tiết diện bánh răng 2’ sσj srj Với: σb = 850 MPa σ-1 = 0,436σb = 0,436.850 = 370,6 MPa – giới hạn mỏi uốn τ-1 = 0,58σ-1 = 0,58.370,6 = 214,95 MPa – giới hạn mỏi xoắn Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó σmj = 0 ; σaj = σmaxj = Mj/Wj = 345656,43/26961,25 = 12,82

[s] là hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5 2,5 nên tiết diện tại bánh răng 2’ thỏa điều kiện về độ bền mỏi

+ Tại tiết diện khớp nối sσj srj Với: σ-1 = 0,436σb = 0,436.850 = 370,6 MPa – giới hạn mỏi uốn τ-1 = 0,58σ-1 = 0,58.370,6 = 214,95 MPa – giới hạn mỏi xoắn Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó σmj = 0 ; σaj = σmaxj = Mj/Wj = 1052147,94/ = 39,02

Wj Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động τmj = τaj = Tj/(2Woj) = 973084,7/(2.) = 9,02

Vậy tiết diện tại khớp nối thỏa điều kiện về độ bền mỏi ̵̵ Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh σtd = ≤ [σ]s

+ Tại tiết diện bánh răng 2’: σ = Mmax/(0,1d 3 ) = 240219,83/(0,1.65 3 ) = 8,75 τ = Tmax/(0,2d 3 ) = 973084,7/(0,2.65 3 ) = 17,72

Trong đó:Mmax = 240219,83 Nmm dbr2’ = 65 mm

Vậy tiết diện tại bánh răng 2’ thỏa mãn điều kiện về độ bền tĩnh

+ Tại tiết diện khớp nối: σ = Mmax/(0,1d 3 ) = 1052147,94/(0,1.65 3 ) = 38,31 τ = Tmax/(0,2d 3 ) = 973084,7/(0,2.65 3 ) = 17,72

Trong đó:Mmax = 1052147,94 Nmm dk = 65 mm

Vậy tiết diện tại khớp nối thỏa mãn điều kiện về độ bền tĩnh

Tính then

4.2.1 Trục I ̵̵ Tại tiết diện đai có dd = 32 mm Theo bảng 9.1a ta chọn then có: b = 10 mm; h = 8 mm; t1 = 5 mm; t2 = 3,3 mm; rmin = 0,25 mm; rmax = 0,4 mm

Chiều dài then lắp bánh đai: ltd = 0,8.lm12 = 0,8.55 = 44 mm

Tải va đập nhẹ nên: [σd] = 100 MPa (bảng 9.5)

Kiểm nghiệm về độ bền dập: σd = = 65,11 MPa < [σd]

=> Thỏa mãn điều kiện bền dập

Kiểm nghiệm về độ bền cắt: τc = = 19,53 MPa Thỏa mãn điều kiện bền cắt ̵̵ Tại tiết diện bánh răng 1 có dbr1= 38 mm Theo bảng 9.1a ta chọn then có: b = 12 mm; h = 8 mm; t1 = 5 mm; t2 = 3,3 mm; rmin = 0,25 mm; rmax = 0,4 mm

Chiều dài then lắp bánh răng 1: lt1 = 0,8.lm13 = 0,8.55 = 44 mm

Kiểm nghiệm về độ bền dập: σd = = 54,83 MPa < [σd]

Kiểm nghiệm về độ bền cắt: τc = = 13,71 MPa Thỏa mãn điều kiện bền cắt

4.2.2 Trục II ̵̵ Tại tiết diện bánh răng 2 và 1’ có dbr2 = dbr1’= 48 mm Theo bảng 9.1a ta chọn then có: b = 14 mm; h = 9 mm; t1 = 5,5 mm; t2 = 3,8 mm; rmin = 0,25 mm; rmax = 0,4 mm

=> Chiều dài then lắp bánh răng 2 và 1’: lt2 = lt3 = 0,8.lm22 = 0,8.65 = 52 mm

Kiểm nghiệm về độ bền dập: σd = = 83,74MPa < [σd]

Kiểm nghiệm về độ bền cắt: τc = = 20,94 MPa Thỏa mãn điều kiện bền cắt

4.2.3 Trục III ̵̵ Tại tiết diện bánh răng 2’ có dbr2’ = 65 mm Theo bảng 9.1a ta chọn then có: b = 20 mm; h = 12 mm; t1 = 7,5 mm; t2 = 4,9 mm; rmin = 0,25 mm; rmax = 0,4 mm Chiều dài then lắp bánh răng 2’: lt4 = 0,85.lm32 = 0,85.90 = 76,5 mm

Kiểm nghiệm về độ bền dập: σd = 86,97MPa< [σd]

ch n lăn và nồếi tr c ọ ổ ụ

Chọn ổ lăn

 Chọn ổ lăn ̵̵ Lực hướng tâm lên các gối đỡ

Tại B: FrB = = 2012,31 (N) ̵̵ Lực dọc trục Fa1 = 677,13 N

Vì Fa/Fr = 0,34 0,67 > 0,3 nên ta chọn ổ bi đỡ - chặn với góc tiếp xúc α = 12°

Ta chọn cùng loại ổ lăn trên trục và kiểm nghiệm theo ổ lớn nhất

Với dol1 = 40 mm, tra bảng P2.12 ta chọn ổ đỡ - chặn cỡ trung hẹp:

Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) b (mm) r (mm) r1 (mm) C (kN) Co (kN)

 Kiểm nghiệm khả năng tải động của các ổ

Tỉ số = 0,022 Theo bảng 11.4 chọn e = 0,34 ̵̵ Lực dọc trục do các lực hướng tâm tác dụng lên các ổ gây ra:

FsB = e.FrB = 0,34.2012,31 = 684,19 N ̵̵ Tổng lực dọc trục tác dụng lên các ổ: với Fat = Fa1 = 677,13 N

∑FaA = FsB – Fat = 684,19 – 677,13 = 7,06 N < FsA => FaA = FsA = 342,49 N

∑FaB = FsA + Fat = 342,49 + 677,13 = 1019,62N > FsB => FaB = ∑FaB = 1019,62 N

Tỉ số - Tại A: = 0,34 = e => XA = 1; YA = 0

Với: V = 1 (vòng trong quay) kd = 1,1 (bảng 11.3 – va đập nhẹ) kt = 1 (t° < 100°C) ̵̵ Tải trọng quy ước trên các ổ

QB = (XBVFrB + YBFaB)ktkd = (0,45.1 2012,31 + 1,62 1019,62).1.1,1 = 2813,06 N Vậy chỉ cần kiểm nghiệm ổ lăn B

Do tải trọng thay đổi (đối với ổ bi: m=3)

=> QEB= = 2813,06.= 2398,61N ̵̵ Khả năng tải động: Cd = Q.

Với L – tuổi thọ tính theo triệu vòng quay

Ta có Lh = 28800 giờ => L = 798,16 (triệu vòng quay)

Vì C = 39200 N > Cd nên cả 2 ổ A, B đảm bảo khả năng tải động

 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của các ổ

Ta có Xo = 0,5; Yo = 0,47 (bảng 11.6)

Vì Qt < Co = 30700 N nên cả 2 ổ A, B đảm bảo khả năng tải tĩnh

Lực dọc trục Fa = Fa3 – Fa2 = 1801,21 – 677,13 = 1124,08 N

Với dol2 = 50 mm, tra bảng P2.12 ta chọn ổ đỡ - chặn cỡ trung hẹp:

FsD = e.FrD = 0,34 5556,29 = 1889,14 N ̵̵ Tổng lực dọc trục tác dụng lên các ổ: với Fat = Fa = 1124,08 N

∑FaC = FsD – Fat = 1889,14 – 1124,08 = 765,06 N > FsC => FaC = ∑FaC = 765,06 N

∑FaD = FsC + Fat W3,33+1124,08 = 1697,41 N < FsD => FaD =FsD = 1697,41N

Tỉ số - Tại C: = 0,45 > e => XC = 0,45; YC = 1,62

Vậy chỉ cần kiểm nghiệm ổ lăn D

= 5211,44 N ̵̵ Khả năng tải động: Cd = Q.

Ta có Lh = 28800 giờ => L = 288,14 (triệu vòng quay)

Vì C = 56030 N > Cd nên cả 2 ổ C, D đảm bảo khả năng tải động

Ta có Xo = 0,5; Yo = 0,47 (bảng 11.6)

Vì Qt < Co = 44800 N nên cả 2 ổ C, D đảm bảo khả năng tải tĩnh

Tại F: FrF = = 22346,4 (N) ̵̵ Lực dọc trục Fa4 = 1801,21 N

Với dol3 = 60 mm, tra bảng P2.12 ta chọn ổ đỡ - chặn cỡ nặng hẹp:

FsF = e.FrF = 0,34 22346,4 = 7597,7 N ̵̵ Tổng lực dọc trục tác dụng lên các ổ: với Fat = Fa4 = 1801,21 N

∑FaE = FsF – Fat = 7597,7 –1801,21 = 5796,49 N > FsE => FaE = ∑FaE = 5796,49 N

∑FaF = FsE + Fat 54,81+1801,21 = 2856,02 N < FsF => FaF =FsF = 7597,7N

Tỉ số - Tại E: = 1,86 > e => XE = 0,45; YE = 1,62

Vậy chỉ cần kiểm nghiệm ổ lăn F

=>QEF =$352,7 =20764,8 N ̵̵ Khả năng tải động: Cd = Q.

Ta có Lh = 28800 giờ => L = 104 (triệu vòng quay)

Vì C = 98000 N > Cd nên cả 2 ổ E, F đảm bảo khả năng tải động

Ta có Xo = 0,5; Yo = 0,47 (bảng 11.6)

Vì Qt < Co = 81000 N nên cả 2 ổ E, F đảm bảo khả năng tải tĩnh

Nối trục

Hệ số tải động k = 1,7 (bảng 16-1 loại máy công tác xích tải)

Kích thước trục nối và chọn vật liệu

Nối trục đàn hồi có cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, thay thế, làm việc tin cậy nên được sử dụng rộng rãi

Theo giá trị moment T và đường kính trục dk ta chọn kích thước trục nối trong bảng 16-10a (đơn vị mm):

Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt

[σ]d = 2 4 MPa - ứng suất dập cho phép của vòng cao su

[σ]u = 60 80 MPa - ứng suất cho phép của chốt dc = 24 mm (bảng 16-10b) l3 = 44 mm (bảng 16-10b) l0 = l1 + = 52 + = 64 mm (với l1, l2 trong bảng 16-10b) Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

=> Thỏa mãn điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi Điều kiện sức bền của chốt:

=> Thỏa mãn điều kiện sức bền của chốt

Thiết kế hộp giảm tốc và các chi tiết phụ

Thiết kế hộp giảm tốc

Tên gọi Biểu thức tính toán

Nắp hộp δ1 δ = 0,03aw + 3 = 0,03.200 + 3 = 9 mm δ1 = 0,9.δ = 0,9.9 = 8,1 mm, chọn δ1 = 9 mm

Gân tăng cứng: Chiều dày e

Chiều cao h Độ dốc e = (0,8 1)δ = (7,2 9) mm, chọn e = 8 mm h < 58 chọn h = 50 mmKhoảng 2° Đường kính:

Bulông ghép bích nắp và thân d3

Vít ghép nắp cửa thăm d5 d1 > 0,04aw + 10 = 18 mm, chọn d1 = 20 mm d2 = (0,7 0,8)d1 = (14 16), chọn d2 = 15 mm d3 = (0,8 0,9)d2 = (12 13,5), chọn d3 = 12 mm d4 = (0,6 0,7)d2 = (9 10,5), chọn d4 = 9 mm d5 = (0,5 0,6)d2 = (7,5 10,5), chọn d5 = 8 mm

Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp S3

Chiều dày bích nắp hộp S4

Bề rộng bích nắp và thân K3

Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2

Tâm lỗ bulông cạnh ổ E2 và C (k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ)

C = D3/2 nhưng phải đảm bảo k ≥ 1,2d2 = 18 mm h xác định theo kết cấu, phụ thuộc vào tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa

Chiều dày khi không có phần lồi S1 khi có phần lồi: Dd, S1, S2

Bề rộng mặt đế hộp K1 và q

Dd xác định theo đường kính dao khoét

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp Δ ≥ (1 1,2)δ = (9 10.8), chọn Δ = 10 mm Δ1 ≥ (3 5)δ = (27 45), chọn Δ1 = 35 mm

Số lượng bulông nền Z Z => chọn Z = 4 Tính sơ bộ:

Các chi tiết phụ

1 Bu lông vòng Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc, ta lắp thêm bu lông vòng

Chiều dày bu lông vòng: S = (2 3)δ = (2 3).9 = (18 27) chọn S = 23 mm Đường kính d = (3 4)δ = (3 4).9 = (27 36) chọn d = 30 mm

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Lỗ trụ (đường kính D) lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, dùng 2 chốt định vị 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 một trong các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng.

Theo bảng 18-4b, ta chọn chốt định vị có hình côn có kích thước sau: d c l

3 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 có thể lắp thêm nút thông hơi.

Theo bảng 18-5, ta chọn kích cửa thăm:

Trong quá trình làm việc, do nhiệt độ bên trong hộp tăng cao, người ta sử dụng nút thông hơi để cân bằng áp suất và điều hòa không khí giữa bên trong và bên ngoài hộp Nút thông hơi được lắp đặt trên nắp cửa thăm.

Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bặm 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.

Theo bảng 18-7, ta có hình dạng và kích thước nút tháo dầu trụ: d b m f L c q D S D0

6 Que thăm dầu Để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc, ta dùng que thăm dầu

Là loại lót kín động gián tiếp, có tác dụng bảo vệ ổ lăn khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất xâm nhập vào ổ Các chất này làm ổ chóng mài mòn và han gỉ Ngoài ra vòng phớt còn ngăn không cho dầu mỡ chảy ra bên ngoài hộp giảm tốc Tuổi thọ của ổ lăn phụ thuộc rất nhiều vào vòng phớt

Vòng phớt được sử dụng rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng Tuy nhiên có nhược điểm là chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao. Theo bảng 15-18, ta có kích thước vòng phớt:

Khối lượng vòng bít có lò xo

Ngăn không cho dầu mỡ tiếp xúc với bộ phận ổ lăn

Bôi trơn

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

Do vận tốc vòng của bánh răng v = 2,49 m/s và v’ = 0,86 m/s nên ta sử dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu Vì vận tốc vòng của bánh răng cấp chậm là 0,86 m/s thuộc dạng vận tốc nhỏ (0,8 ~ 1,5 m/s) nên ta lấy chiều sâu ngâm dầu khoảng 1/4 bán kính bánh răng lớn cấp chậm.

Dựa vào vật liệu làm bánh răng, giới hạn bền σb, vận tốc vòng, theo bảng 18-11 ta chọn dầu có độ nhớt Theo bảng 18-13, ta chọn loại dầu công nghiệp 45.

Bôi trơn ổ trục giúp ngăn chặn mài mòn do ma sát giữa các chi tiết kim loại Việc giảm ma sát không chỉ tăng khả năng chống mòn cho ổ trục mà còn cải thiện khả năng tản nhiệt, bảo vệ bề mặt khỏi gỉ sét và giảm tiếng ồn đáng kể Do đó, bôi trơn ổ trục đúng kỹ thuật là rất quan trọng để đảm bảo hiệu suất hoạt động và độ bền lâu dài.

Ta sử dụng mỡ bôi trơn so với dầu thì mỡ sẽ được giữ trong ổ dễ dàng hơn, đồng thời có khả năng bảo vệ ổ tránh tác động của tạp chất và độ ẩm Mỡ có thể dùng cho ổ làm việc lâu dài (khoảng 1 năm), độ nhớt ít bị thay đổi khi nhiệt độ thay đổi nhiều

Theo bảng 15-15a, ta chọn loại mỡ LGEP2 do hãng SKF sản xuất dùng để bôi trơn ổ lăn.

Dung sai lắp ghép

Dựa vào kết cấu, yêu cầu làm việc của các chi tiết trong hộp giảm tốc, ta chọn các kiểu lắp ghép sau (bảng 20-4): ̵̵ Dung sai lắp ghép ổ lăn

Vòng trong ổ lăn ta lắp theo hệ thống trục để vòng ổ không trượt trên bề mặt trục khi làm việc Ta chọn mối ghép h6, lắp trung gian có độ dôi, để ổ mòn đều.

Vòng ngoài ổ lăn ta lắp theo hệ thống lỗ Vì vòng ngoài không quay nên ta chọn mối ghép H7, lắp trung gian có độ hở, để ổ có thể di chuyển dọc trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình làm việc. ̵̵ Lắp ghép bánh răng lên trục

Bánh răng lắp lên trục chịu tải vừa, va đập nhẹ, tải trọng thay đổi, ta chọn kiểu lắp trung gian ̵̵ Lắp ghép nắp ổ vào thân hộp Để thuận lợi cho quá trình tháo lắp và điều chỉnh, ta chọn kiểu lắp lỏng ̵̵ Lắp ghép chốt định vị Để đảm bảo độ đồng tâm và không bị sút, ta chọn kiểu lắp dôi ̵̵ Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục Để dễ dàng cho tháo lắp, ta chọn kiểu lắp trung gian ̵̵ Lắp ghép then

Theo chiều rộng, chọn kiểu ghép trung gian là Js9

Theo chiều cao, sai lệch giới hạn kích thước then là h11

Theo chiều dài, sai lệch giới hạn kích thước then là h14 ̵̵ Bảng dung sai

Mối lắp ES EI es ei Độ dôi Độ hở

Bánh răng 2’ 65 H7/k6 +30 0 +25 +3 25 27 d Ổ bi đỡ chặn 1 dãy

Tiêu đề	Thiết kế hệ dẫn động xích tải
Tác giả	Nguyễn Thanh Quang
Người hướng dẫn	Lê Quang Vinh
Chuyên ngành	Cơ khí
Thể loại	Đồ án chi tiết máy

Định dạng
Số trang	64
Dung lượng	648,78 KB