đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hệ thống dẫn động băng tải đề số 9 phương án số 3

TRƯỜNG ĐẠI HỌC NÔNG LÂM TP.HCM

KHOA CƠ KHÍ – CÔNG NGHỆ



ĐỒ ÁN MÔN HỌC

MSSV: 18118069 Lớp: DH18CC

TP.Hồ Chí Minh,ngày 29 tháng 12 năm 2020.

MỤC LỤC

MỤC LỤC 1

ĐỀ TÀI: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI 2

CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ TỈ SỐ TRUYỀN 3

1 Chọn động cơ điện 3

2 Phân phối Tỉ số truyền 4

3 Công suất, Mô-men xoắn và số vòng quay các trục 4

CHƯƠNG II:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 6

1 Trình tự tính toán thiết kế bộ truyền xích 6

2 Bảng thông số của xích 10

CHƯƠNG III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ (THẲNG , NGHIÊNG) 11

1 Chọn vật liệu 11

2 Xác định ứng suất cho phép 11

3 Tính toán bộ truyền bánh răng cấp nhanh 13

4.Tính toán bộ truyền bánh răng cấp chậm 19

CHƯƠNG IV: TRỤC VÀ Ổ LĂN 25

A CHỌN VÀ TÍNH TOÁN THÔNG SỐ BAN ĐẦU CỦA TRỤC 25

B XÁC ĐINH CHIỀU VÀ TRỊ SỐ CỦA CÁC LỰC TỪ CHI TIẾT QUAY TÁC DỤNG LÊN TRỤC 28

C TÍNH KIỂM NGHIỆM VỀ ĐỘ BỀN MỎI TẠI CÁC TIẾT DIỆN NGUY HIỂM CỦA TRỤC 40

D KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN THEN 43

E CHỌN Ô LĂN 45

CHƯƠNG V: THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 52

1 XÁC ĐỊNH KÍCH THƯỚC CƠ BẢN CỦA VỎ HỘP 52

2 BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC 53

m/s

1,5

Đường kính tang

dẫn,D(mm) 600 Thời gian phục vụ

Số ngày làm/năm Kng , ngày

210

Số ca làm trong ngày, ca

CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ TỈ SỐ TRUYỀN

ηch = ηx ηkn ηbr3ηol4

Tra bảng 3.3 trang 96 sách CCTKM có hiệu suất của các bộ truyền ổ là: ηx = 0.96 ; ηkn = 0.99 ; ηbr =0.97; ηol =0.99

từ đó suy ra: ηch = 0.96 × 0.99 × 0.973 × 0.994 = 0.834 Công suất cần thiết trên trục động cơ:

𝑃𝑐𝑡 = η𝑐ℎPtd = 5.7830,834= 6.934 (kW) Số vòng quay của trục tang trống băng tải:

nct = 60000.𝑣

𝜋.𝐷 = 60000.1.5

𝜋.600 = 47.7 (vg/ph) Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nsb=nct.ut (1) Trong đó: ut =uhgt.ux

Theo bảng 2.4 (1) có tỷ số truyền dùng trong các bộ truyền trong hệ là: uhgt = 10 và ux = 2 Từ (1) suy ra nsb = 47,7.10.2 = 954 (v/ph)

➢ Chọn động cơ: Với công suất động cơ điện 6.934 kW và số vòng quay n=954 v/p, từ bảng P1.3 ta chọn động cơ kiểu 4A132M6Y3

𝑢1 = 476.8

3.58 = 133.2 v/ph n3 = 𝑛2

𝑢2 = 133.2

2.79 = 47.7 v/ph có 𝑛𝑐𝑡 = n3

Tính toán công suất trên trục: P3 = 𝑃𝑡

η𝑜𝑙η𝑥 = 5.783

0,99 0,96 = 6.084 (kW) P2 = 𝑃3

η𝑜𝑙η𝑏𝑟 = 6.084

0,99 0,97 = 6.335 (kW) P1 = 𝑃2

η𝑜𝑙η2𝑏𝑟 = 6.335

0,99 0,972 = 6.801 (kW)

Pđc = 𝑃1

η𝑘η𝑜𝑙 = 6.801

0,99 0,99 = 6.94(kW) Pct = 𝑃𝑙𝑣 = 6.75 kW

Moment xoắn tại các trục: Tđc = 9,55.106.𝑃đ𝑐

𝑛đ𝑐 = 9.55× 106×6.934968 = 68408.8 (N.mm) T1 = 9,55.106.𝑃1

𝑛1 = 136220(N.mm) T2 =9,55.106.𝑃2

𝑛2 = 454200 (N.mm) T3 =9,55.106.𝑃3

𝑛3 = 1218075 (N.mm) Tct =9,55.106.𝑃𝑡đ

𝑛𝑐𝑡 = 9.55× 106×5.783 47.7 = 1157812 (𝑁 𝑚𝑚) Ta có bảng hệ thống truyền động:

Công suất (kW) 6.94 6.801 6.335 6.084 6.75

Moment xoắn (N.mm) 68408.8 136220 454200 1218075 1157812 Số vòng , (v/ph) 968 476.8 133.2 47.7 47.7

CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Bộ truyền xích bao gồm xích 1 và các đĩa xích dẫn 2, bị dẫn 3 (H.4.1a) Xích truyền chuyển động và tải trọng từ trục dẫn động sang trục bị dẫn nhờ vào sự ăn khớp giữa các mắt xích với răng của đĩa xích Các trục của bộ truyền xích song song nhau, có thể trong bộ truyền có nhiều bánh xích bị dẫn (H.4.1b) Ngoài ra, trong bộ truyền xích có thể có bộ phận căng xích, bộ phận che chắn và bộ phận bôi trơn

• Thông số đầu vào: công suất 𝑃3 = 6.084 kW; • Số vòng quay 𝑛3= 47.7 vg/ph; tỷ số truyền u = 2.79 • Bánh răng sơ bộ của đĩa xích dẫn:

𝑧1 = 29 − 2𝑢 = 29 − 2 × 2.79 = 23.42 Chọn 𝒛𝟏 = 𝟐𝟑

• Số bánh răng bị dẫn : 𝑧2 = 𝑢𝑧1 = 22 × 3.26 = 64.17 𝑪𝒉ọ𝒏 𝒛𝟐 = 𝟔𝟒 • Các hệ số điều kiện sử dụng xích theo công thức:

K=𝐾𝑟 𝐾𝑎 𝐾𝑜 𝐾𝑑𝑐 𝐾𝑏 𝐾𝑙𝑣 (1) Trong đó: 𝐾𝑟 = 1.2 (𝑣𝑎 đậ𝑝 𝑛ℎẹ)

𝐾𝑎 = 1 (hệ số xét đến chiều dài của xích)

𝐾𝑜 = 1 (góc nhỏ hơn 60°)

𝐾𝑑𝑐 = 1.25 (𝑡𝑟ụ𝑐 𝑘ℎô𝑛𝑔 đ𝑖ề𝑢 𝑐ℎỉ𝑛ℎ đượ𝑐) (2) 𝐾𝑏 = 1.5(𝑏ô𝑖 𝑡𝑟ơ𝑛 đị𝑛ℎ 𝑘ỳ)

𝐾𝑙𝑣 = 1.12(𝑙à𝑚 𝑣𝑖ệ𝑐 2 𝑐𝑎)

Từ (1) và (2) ta được : K=1,2.1.1.1,25.1,5.1,12=2.52 • Công suất tính toán Pt theo công thức:

𝑃𝑡 = 𝐾.𝐾𝑧𝐾𝑛𝑃1

𝐾𝑥 = 2,52.1,1.1,05.6,084

1 = 17.7 kw ≤ [𝑃] Theo giá trị 𝑃𝑡 trên, tra bảng (5.4) ta chọn bước xích 𝑃𝑐 = 50.8

• Vận tốc trung bình v: 𝑣 = 𝑛1𝑧1𝑝𝑐

60000 = 47.7×23×50.860000 = 0.93 m/s

• Lực vòng có ích: 𝐹𝑡 = 1000.𝑃𝑣 = 1000.6,084

0,93 = 6542 N • Kiểm nghiệm bước xích theo công thức sau:

=600√3 47.7×23×35×16.084×2.52 = 44.2 mm Do 𝑃𝑐 = 50.8 nên điều kiện trên được thỏa

• Chọn khoảng trục sơ bộ từ a=40.50.8=2032 mm Xác định số mắt xích X theo công thức:

X =2𝑎

𝑝𝑐 + 𝑧1+𝑧2

2 + (𝑧2−𝑧12𝜋 )2 𝑝𝑐

=2.2032

50.8 + 23+642 + (64−232𝜋 )2 50.8

2032 = 124.56 Chọn X = 124 mắt xích

• Sau khi chọn số mắt xích, phải tính lại khoảng cách trục a theo công thức:

a = 0.25𝑝𝑐[X-𝑧1+𝑧2

2 )2 − 8( 𝑧2−𝑧1

2𝜋 )2] = 2017.5 mm Ta chọn a =2010mm (giảm khoảng cách trục (0.002÷ 0.004)𝑎

• Kiểm tra xích theo hệ số an toàn:

𝐹1+𝐹𝑣+𝐹0≥ [𝑠0] (3) với: Q=250kN ( phụ lục 4.1)

𝜋 = 50.8×23𝜋 = 1035 mm

• Đường kính vòng đỉnh

Bánh dẫn: 𝑑𝑎1 = 𝑝𝑐(0,5 + 𝑐𝑜𝑡𝑔 (𝑧𝜋

1)) = 50.8(0,5 + 𝑐𝑜𝑡𝑔 (23𝜋)) = 420.5 mm Bánh bị dẫn: 𝑑𝑎2 = 𝑝𝑐(0,5 + 𝑐𝑜𝑡𝑔 (𝑧𝜋

2)) = 50.8(0,5 + 𝑐𝑜𝑡𝑔 (64𝜋)) = 168.1mm • Bán kính đáy:

R=0.5025d+0.05=0.5025 28.58+0.05= 14.4 mm

𝑑𝑓1 = 𝑑1− 2𝑟 = 372 − 2.14,4 = 343.2𝑚𝑚 𝑑𝑓2 = 𝑑2− 2𝑟 = 1035 − 2.14,4 = 1006.2𝑚𝑚 • Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

𝜎𝐻1 = 0.47 √𝐾𝑟.(𝐹𝑡𝐾𝑑+ 𝐹𝑣đ)𝐸/(𝐴𝑘𝑑) ≤ [𝜎𝐻1] = 0.47 √0.48(6542 + 8.13)2,1.105/(262) =746.1 MPa

Trong đó: 𝐾𝑟. = 0.48 ℎệ 𝑠ố ả𝑛ℎ ℎưở𝑛𝑔 𝑠ố 𝑟ă𝑛𝑔 𝑥í𝑐ℎ 𝐾𝑑 = 1 𝑡ả𝑖 𝑡𝑟ọ𝑛𝑔 độ𝑛𝑔, 𝑣𝑎 𝑐ℎạ𝑚 𝑛ℎẹ 𝐹𝑣đ = 13.10−7𝑝𝑐3𝑛1𝑚 =8,13 N

E=2,1.105 ; 𝐴𝑘𝑑=262 mm

CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ (THẲNG , NGHIÊNG)

Do không có yêu cầu đặc biệt và theo quan điểm thống nhất trong thiết kế, ta chọn vật liệu hai cấp bánh răng như nhau Chọn vật liệu nhóm I, tra theo bảng 6.1 ta chọn các vật liệu cho bánh răng chủ động và bị động như sau:

Vật liệu Nhiệt luyện b](MPa) ch(MPa) Độ rắn HB

Bánh chủ động Thép 45 Tôi cải thiện 580 580 241÷285

Bánh bị động Thép 45 Tôi cải thiện 750 450 192÷240

• Độ rắn bánh răng nhỏ( Bánh chủ động) là HB1: 245 HB • Độ rắn bánh răng lớn( Bánh bị động) là HB2: 230 HB

𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚1𝑜 = 2HB1 + 70 = 560 Mpa 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚2𝑜 = 2HB2 + 70 = 530 Mpa

𝑁𝐻𝑜1 = 30 𝐻𝐵12,4 = 30 2452,4 = 1,63 107(𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ) 𝑁𝐻𝑜2 = 30 𝐻𝐵22,4 = 30 2302,4 = 1,39 107(𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ) Và : 𝑁𝐹𝑂1 = 𝑁𝐹𝑂2 = 5 106(𝐶ℎ𝑢 𝑘ỳ

𝑁𝐻𝐸1 = 60 𝑐 𝑛1 𝐿ℎ = 60.763.13440 = 6,15 108(𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ) 𝑁𝐻𝐸2 = 60 𝑐 𝑛2 𝐿ℎ = 60.1.155,4.13440 = 1,25 108(𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ) Vì 𝑁𝐻𝐸1> 𝑁𝐻𝑜1; 𝑁𝐻𝐸2 > 𝑁𝐻𝑜2; 𝑁𝐹𝐸1 > 𝑁𝐹𝑂1; 𝑁𝐹𝐸2 > 𝑁𝐹𝑂2

Nên ta có hệ số tuổi thọ: 𝐾𝐻𝐿1 = 𝐾𝐻𝐿2 = 𝐾𝐹𝐿1 = 𝐾𝐹𝐿2 = 1

𝜎𝑂𝐹 𝑙𝑖𝑚 = 1,75 HB

𝜎𝑂𝐹1 𝑙𝑖𝑚 = 1,75 HB1 = 1,75.245 = 428𝑀𝑃𝑎 𝜎𝑂𝐹2 𝑙𝑖𝑚 = 1,75 HB2 = 1,75.230 = 402𝑀𝑃𝑎

Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[𝜎𝐻] =𝜎𝑂𝐻 𝑙𝑖𝑚.0,9

𝑆ℎ 𝐾𝐻𝐿 𝑣ớ𝑖 𝑆ℎ = 1,1 𝒕𝒓𝒂 𝒃ả𝒏𝒈 𝟔 𝟐 [𝜎𝐻1] = 𝜎𝑂𝐻 𝑙𝑖𝑚1.0,9

𝑆ℎ 𝐾𝐻𝐿1 =560.0,91,1 1 = 458,18 𝑀𝑃𝑎 [𝜎𝐻2] = 𝜎𝑂𝐻 𝑙𝑖𝑚2.0,9

𝑆ℎ 𝐾𝐻𝐿2 =530.0,91,1 1 = 433,64 𝑀𝑃𝑎

[𝜎𝐻] = √0,5 ([𝜎𝐻12 ] [𝜎𝐻22 ]) = 446,08𝑀𝑃𝑎 Do[𝜎𝐻] > [𝜎𝐻1]𝑚𝑖𝑛 = 433,64𝑀𝑃𝑎 (𝑡ℎỏ𝑎 𝑚ã𝑛)

=> [𝝈𝑯] = 𝟒𝟒𝟔, 𝟎𝟖𝑴𝑷𝒂

Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau:

[𝜎𝐹] =𝜎𝑂𝐹 𝑙𝑖𝑚𝑆

𝐹 𝐾𝐹𝐿𝑣ớ𝑖 𝑆𝐹 = 1,75 (𝑡𝑟𝑎 𝑏ả𝑛𝑔 6.2) [𝜎𝐹1] =𝜎𝑂𝐹 𝑙𝑖𝑚1𝑆

𝐹 𝐾𝐹𝐿1 =1,75428 1 = 244,57 𝑀𝑃𝑎 [𝜎𝐹2] =𝜎𝑂𝐹 𝑙𝑖𝑚2

𝑆𝐹 𝐾𝐹𝐿2 = 402

1,75 1 = 229,71 𝑀𝑃𝑎

3 Tính toán bộ truyền bánh răng cấp nhanh

- Ka = 43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (bảng 6.5) - T1 = 136220 (Nmm): momen xoắn trên trục bánh chủ động

- Ta chọn 𝜓𝑏𝑎 = 0,3 ( 𝑑𝑜 𝑏á𝑛ℎ 𝑟ă𝑛𝑔 𝑛ằ𝑚 đố𝑖 𝑥ứ𝑛𝑔 𝑐á𝑐 ổ 𝑡𝑟ụ𝑐) Khi đó: 𝜓𝑏𝑑 = 𝜓𝑏𝑎(𝑢1+1)2 = 0.687

Ứng với 𝜓𝑏𝑑 vừa chọn tra bảng 6.7 sơ đồ 3 ta có: 𝐾𝐻𝛽 = 1,06

➢ Với kết quả awtính được ta chọn khoảng cách trục theo tiêu chuẩn là aw = 180 mm

u1= z2

z1 = 108

30 = 3.588 • Tính lại Góc nghiêng răng:

- ZM = 196 MPa1/2 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp - ZH: hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc, theo công thức ta có:

▪ Hệ số trùng khớp dọc: ɛb= bw.sin (β)

mn.π = aw.ψba.sin (β)

mn.π = 180.0,3.sin (30.1)

▪ Hệ số trùng khớp ngang: ɛ∝=[1,88-3,2(1

𝑧2)] 𝑐𝑜𝑠β=[1,88-3,2(1

34+ 1

122)].cos30.1 = 1,77 Do đó theo công thức ta được Zɛ= √ɛ1∝ =√1,771 = 0,75

- KH= KH𝛽.KH𝛼.KHv :hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc

+ KHβ = 1,06: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

+Trong đó đường kính vòng lăn bánh chủ động :

+Bề rộng vành răng : bw= aw ψba = 160.0,4 = 54 (mm) Theo công thức 6.41 tài liệu [I]:

- KHv=1 + vH.bw.dw1

2.T1.KHβ.KH∝ = 1+ 2,81×54×78.6

2×(1362201 ).1,06×1.09 = 1.037 Vậy KH=KHβ KH∝ KHV= 1,06×1.09×1.037 = 1.198

Do đó:

dw1 √2.T1.KbH.(u1+1)

w.u1 = 196×2,187×0,7578.6 √2.136220.1,198.(3,58+1)78,6.3,58= 298.2 MPa

Như vậy ta có σH < [σH] , cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

❖ Điều kiện bền uồn: σF1 = 2T1.YF1.KFYεYβ

bwdw1mn ≤ [σF1]

σF2 = σF1.YF2

YF1 ≤ [σF2] Trong đó:

T1=136220 Nmm mn = 2mm

bw: Bề rộng vành răng là 54 mm

dw1 = 78.6 ∶ đườ𝑛𝑔 𝑘í𝑛ℎ 𝑣ò𝑛𝑔 𝑙ă𝑛 𝑐ℎủ độ𝑛𝑔 Yε = 1/𝜀𝛼 :Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Với 𝜀𝛼 = 1.75 𝑛ê𝑛 𝑡𝑎 đượ𝑐 Yε = 0.57

Yβ = 1 −140βo=1 −30.8140= 0,78 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng • Xác định số răng tương đương:

• Hệ số dạng răng YF theo bảng 6.18 tài liệu [I]: + Đối với bánh dẫn: YF1= 3,65

+ Đối với bánh bị dẫn: YF2=3,6

Với mn=2 mm, YS=1,08 – 0,0695ln(2) = 1, YR=1 (bánh răng phay); KxF=1 (da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu [I] ta có:

[σF1]= [σF1]YR YS KxF = 244,57.1.1.1 = 244.57 MPa [σF2]= [σF2]YR YS KxF = 229,71.1.1.1 = 229.71 Mpa ❖ Độ bền uốn tại chân răng:

𝜎𝐹1 = 2.Tb1.YF1KFYɛYβ

w.dw1.mn = 2.136220.3,65.1,5.0,57.0,78

63.69,86.2 = 75.34 MPa < [𝜎𝐹1] 𝜎𝐹2 = σF1.YF2

YF1 = 75.34.3,6

3,65 = 74.3 MPa < [𝜎𝐹2]

Vậy bộ truyền thỏa mãn độ bền uốn

Với hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T=1

Theo (6.48) tài liệu [I], ta có ứng suất tiếp quá tải:

σHmax=[σH].√kqt =446.08.1 = 446.08 MPa < [σH]max = 1260 MPa Theo công thức (6.49) tài liệu [I], ta có:

σF1max=σF1.Kqt =75.34.1 = 75.34 MPa < [σF1]max = 464 MPa σF2max=σF2.Kqt = 74.3.1 = 74.3 MPa < [σF2]max = 360 MPa

Bảng thông số và kích thước bộ truyền CẤP NHANH

Khoảng cách

Chiều rộng vành răng

đáy răng df1=d1-2,5mn= 73 df2= d2-2,5mn= 277 mm

4.Tính toán bộ truyền bánh răng cấp chậm

Ứng với 𝜓𝑏𝑑 vừa chọn tra bảng 6.4 sơ đồ 3 ta có: 𝐾𝐻𝛽 = 1,03

➢ Với kết quả awtính được ta chọn khoảng cách trục theo tiêu chuẩn là aw = 270 mm

• Do đó tỉ số truyền thực: u1= z2

- ZM = 274 MPa1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp - ZH: hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc, theo công thức ta có:

3 = 0,86 - KH= KH𝛽.KH𝛼.KHv :hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc

+ KHβ = 1,03: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

+ Trong đó đường kính vòng lăn bánh chủ động : dw2= 2.aw

u2+1 = 2.79+12.270 = 142 (mm)

+Theo công thức (6.40) tài liệu [I] , vận tốc vòng của bánh chủ động:

KHv=1 + vH.bw.dw2

2.T2.KHβ.KH∝ = 1+ 4.4×81×142

2×454200×1,03×1.05 = 0.05 Vậy KH=KHβ KH∝ KHV= 1,03×1.05×0.05 = 0.054

Như vậy ta có σH < [σH] , cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

❖ Điều kiện bền uồn: σF = 2T2.YF1.KFYεYβ

bwdw2mn ≤ [σF] σF2 = σF1.YF2

YF1 ≤ [σF2]

Trong đó:

T2=454200 Nmm mn = 3mm

bw: Bề rộng vành răng là 81 mm

dw1 = 142 ∶ đườ𝑛𝑔 𝑘í𝑛ℎ 𝑣ò𝑛𝑔 𝑙ă𝑛 𝑐ℎủ độ𝑛𝑔 Yε = 1/𝜀𝛼 :Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Với 𝜀𝛼 = 1.77 𝑛ê𝑛 𝑡𝑎 đượ𝑐 Yε = 0.57

Yβ = 1 −140βo=1 −1400 = 1 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng • Xác định số răng tương đương:

Theo bảng 6.4 tài liệu [II], KFβ = 1,08; theo bảng 6.14 tài liệu [I] với

v =2,01 (m/s) < 3(m/s) và cấp chính xác 8, KF𝛼= 1,22; theo công thức (6.47) tài liệu [I] hệ số:

ệ số dạng răng Y theo bảng 6.18 tài liệu [I]:

+ Đối với bánh dẫn: YF1= 3,7 + Đối với bánh bị dẫn: YF2=3,6

Với mn=3 mm, YS=1,08 – 0,0695ln(2.5) = 1, YR=1 (bánh răng phay); KxF=1 (da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu [I] ta có:

[σF1]= [σF1]YR YS KxF = 244,57.1.1.1 = 244.57 MPa [σF2]= [σF2]YR YS KxF = 229,71.1.1.1 = 229.71 Mpa ❖ Độ bền uốn tại chân răng:

𝜎𝐹1 = 2.Tb1.YF1KFYɛYβ

w.dw1.mn = 2.454200.3,7.1,37.0,57.1

81.142.3 = 66.28 MPa < [𝜎𝐹1] 𝜎𝐹2 = σF1.YF2

YF1 = 66.28.3,6

3,7 = 64.48 MPa < [𝜎𝐹2]

Vậy bộ truyền thỏa mãn độ bền uốn

Với hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T=1

Theo (6.48) tài liệu [I], ta có ứng suất tiếp quá tải:

σHmax=[σH].√kqt =446.08.1 = 446.08 MPa < [σH]max = 1260 MPa Theo công thức (6.49) tài liệu [I], ta có:

σF1max=σF1.Kqt =66.28×1 = 66.28 MPa < [σF1]max = 464 MPa σF2max=σF2.Kqt = 64.48×1 = 64.48 MPa < [σF2]max = 360 MPa

Bảng thông số và kích thước bộ truyền CẤP CHẬM

Khoảng cách

Chiều rộng vành răng

đáy răng df5=d5-2,5mn= 133.5 df6= d6-2,5mn= 391.5 mm

CHƯƠNG IV: TRỤC VÀ Ổ LĂN

• Trục là chi tiết dùng để đỡ các chi tiết máy quay hoặc truyền chuyển động và mômen từ các chi tiết lắp trên nó đến các chi tiết khác hoặc làm cả hai nhiệm vụ trên

• Vật liệu hay dùng trong thiết kế, chế tạo trục ở các hộp giảm tốc thường là thép 45 tôi cải thiện Tra bảng 10.1 về cơ tính vật liệu chế tạo trục, ta được: b = 850 (MPa);

[] =15÷30 MPa.(với trục đầu vào và trục đầu ra)

Trị số của ứng suất uốn cho phép tương ứng với : C45 tôi, b = 850(MPa) tra bảng 10.2 [3] được [1] = 67MPa ; [2] = 55 MPa ; [3] = 50MPa

Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức: d ≥ √3 0.2[]𝑇

Trục 1: Với T1=136220 Nmm và [] = 15 MPa ta có: 𝑑1 ≥ √ 𝑇1

= 35.67mm Chọn 𝑑1 = 40 𝑚𝑚

Trục 2: Với T2= 454200 Nmm và [] = 20 MPa ta có: 𝑑2 ≥ √ 𝑇2

= 48.42 mm Chọn 𝑑2 = 50 𝑚𝑚

Trục 3: Với T3 = 1218075 Nmm và [] = 25 MPa ta có: 𝑑3 ≥ √ 𝑇3

= 62.45 mm Chọn 𝑑3 = 65 𝑚𝑚

2.1 Theo bảng 10.2 [1] ta chọn chiều rộng ổ lăn tương ứng: 𝑏𝑜1 = 23 mm; 𝑏𝑜2 = 27 𝑚𝑚; 𝑏𝑜3 = 33 mm

2.2 Chiều dài mayer đĩa xích

𝑙𝑚12 = (1.2 ÷ 1.5)𝑑1 = (48 ÷ 60) Chọn 𝑙𝑚12 = 50 mm

𝑙𝑚13 = 𝑙𝑚12 = 50 mm 𝑙𝑚14 = 2𝑑1 = 80𝑚𝑚 2.3 Chiều dài mayer bánh răng

𝑙𝑚22 = (1.2 ÷ 1.5)𝑑2 = 60 ÷ 75 Chọn 𝑙𝑚22 = 70 mm = 𝑙𝑚23 = 𝑙𝑚24

𝑙𝑚32 = (1.2 ÷ 1.5)𝑑3=78 ÷ 97.5 Chọn 𝑙𝑚32 = 100 𝑚𝑚

2.4 Chiều dài mayer nửa khớp nối 𝑙𝑚33=(1.4 ÷ 2.5)𝑑3= 91 ÷ 162.5 Chọn 𝑙𝑚33= 100 mm

2.5 Chọn khoảng cách 𝑘1, 𝑘2, 𝑘3, ℎ𝑛 như sau:

𝑘1=10: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

𝑘2=8: khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp (lấy giá trị nhỏ khi bôi trơn bằng dầu trong hộp giảm tốc)

𝑘3=15: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ ℎ𝑛=18: chiều cao nắp ổ và đầu bulông

2.6 Tính các khoảng cách 𝑙𝑘𝑖 theo bảng 10.2 [1]

2.6.1 Trục 2:

𝑙22 = 0,5 (𝑙𝑚22+ 𝑏𝑜2) + 𝑘1+ 𝑘2=0,5(70 +27)+10+8 = 66.5 mm Chọn 𝑙22 = 67 𝑚𝑚

𝑙23 = 𝑙22+ 0,5 (𝑙𝑚22+ 𝑙𝑚23) + 𝑘1= 66.5+0.5(70+70)+10=147 mm 𝑙24 = 2 𝑙23− 𝑙22 = 2.147 − 67 = 227 𝑚𝑚

𝑙21 = 2 𝑙23 = 2.178 = 294 𝑚𝑚

2.6.2 Trục 3:

𝑙31=𝑙21 = 294 𝑚𝑚

𝑙32 = 0.5(𝑙𝑚32 + 𝑏𝑜3) + 𝑘3+ ℎ𝑛= 0.5(100+33)+15+18= 99.5 mm 𝑙33=𝑙23 = 147 𝑚𝑚

2.6.3 Trục 1:

𝑙11 = 𝑙21 = 𝑙31 = 294 𝑚𝑚 𝑙12 = 𝑙22 = 67 𝑚𝑚

𝑙13 = 𝑙24 = 277 𝑚𝑚

𝑙14 = 𝑙𝑐14 = 0.5(𝑙𝑚14+ 𝑏𝑜1) + 𝑘3+ ℎ𝑛 = 84.5 mm Chọn 𝑙14 = 85 𝑚𝑚

B XÁC ĐINH CHIỀU VÀ TRỊ SỐ CỦA CÁC LỰC TỪ CHI TIẾT QUAY TÁC DỤNG LÊN TRỤC

𝐹𝑥14 = (0.2 ÷ 0.3)2𝑇1

𝐷𝑡 =2.136220

90 = (605.4 908.1) Chọn 𝐹𝑥14 = 900𝑁

Với: Dt = 90mm: đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi theo d=35mm(bảng 16.10a [2])

Phương trình cân bằng lực với trục y

𝑑𝐶 = √𝑀𝑡𝑑𝐶0.1[σ]3

=3√391084.20.1.67 =38.79 mm

1.4.Tiết diện D

Momen tương đương tại D

𝑀𝑡𝑑𝐷 = √𝑀𝐷𝑥2 + 𝑀𝐷𝑦2 + 0.75𝑇2 =√765002 + 0 + 0,75.3892.702 2𝑀𝑡𝑑𝐷 =140602.8 Nmm

𝐹𝑎23 = 0 𝑁

• Lực vòng, lực hướng tâm, lực dọc trục trên bánh 2 và 4:

𝐹𝑇22 = 𝐹𝑇24 = 𝐹𝑇12= 3892 N 𝐹𝑟22 = 𝐹𝑟24 = 𝐹𝑟12= 1650 N

𝐹𝑎22 = 𝐹𝑎24 = 𝐹𝑎12 = 2320 𝑁 • Tính các phản lực: