đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

TÍNH CÔNG SUẤT, CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.1.1 Xác định công suất tương đương (công suất tính toán):

Do tải trong thay đổi theo bậc nên ta có thể xác định công suất tương đương theo công suất sau

1.1.2 Hiệu suất chung của hệ thống truyền động : ηch = 𝜂 đ 𝜂 𝑏𝑟1 2 𝜂 𝑏𝑟2 𝜂 𝑘𝑛 𝜂 𝑜𝑙 4

Tra bảng 2.3 trang 19 tài liệu (1), ta chọn : n đ = 0,95: Hiệu suất của bộ truyền đai thẳng nbr1 = 0,97 Hiệu suất 1 cặp bánh răng trụ nghiên nbr2 = 0,97 Hiệu suất 1 cặp bánh răng thẳng nkn = 0,98 Hiệu suất khớp nối trục đàn hồi nol = 0,99 Hiệu suất 1 cặp ổlăn (4 cặp)

1.1.3 Công suất cần thiết của động cơ :

Như vậy, cần phải chọn động cơ có công suất lớn hơn 5,07 kW

1.1.4 Số vòng quay trên trục của thùng trộn : nlv = 40 (vg/p)

1.1.5 Tỉ số truyền sơ bộ :

Theo bảng 2.4 trang 21 Tài liệu [1], ta chọn sơ bộ tỉ số truyền như sau :

Uh = 10 => tỉ số truyền của hộp giảm tốc hai cấp phân đôi

U đ = 4 => tỉ số truyền của bộ truyền động đai thang

1.1.6 Số vòng quay của dộng cơ: nsb = nlv usb = 40.40 = 1600 (v/ph)

1.1.7 Chọn động cơ điện, bảng thông sốđộng cơ điện: Động cơ điện được chọn phải có công suất P đc và sốvòng quay đồng bộ thỏa mãn điều kiện:

Dựa vào bảng P1.3 trang 237 Tài liệu (1) ta chọn động cơ điện loại có:

Tỉ số truyền thực sự là Uch = 𝑛 đ𝑐

1.1.8 Phân phối tỉ số truyền :

- Chọn sơ bộ tỉ số truyền của hộp giảm tốc là: Uh = 10

- Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi, tra bảng 3.1 trang 43 tài liệu [1], ta có:

U1 =3,58 (U1 tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh)

U2 = 2,79 (U2 tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm)

- Tỉ số truyền của bộ truyền đai:

- Sai số cho phép về tỉ số truyền:

=> Thỏa mãn điều kiện cho phép.

LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH

1.2.1 Tính công suất trên các trục:

1.2.2 Tính toán số vòng quay trên các trục: n đc = 1425 (v/phút)

1.2.3 Tính toán moment xoắn trên các trục:

CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN CÁC B Ộ TRUY Ề N H Ở ( TRUY ỀN ĐAI -

+ Công suất bộ truyền: P đc = 6,11 kW

+ Số vòng quay : n đc = 1425 v/ph

Trục Thông số Trục động cơ Trục I Trục II Trục III Trục công tác Công suất

Dựa vào công suất P đc = 6,11 kW và số vòng quay n đc = 1425v/ph ta chọn đai loại B

Theo bảng 4.3 TL(3) với đai loại B ta có bảng sau:

Dạng đai Ký hiệu bp mm bo mm h mm

Chiều dài đai mm 𝑑 1𝑚𝑖𝑛 Đai mm thang B 14 17 10,5 4,0 138 800÷6300 140÷280

2.1.2 Đường kính bánh đai nhỏ: d1 = 1,2dmin = 1,2 140 = 168 (mm)

Theo tiêu chuẩn [TL3] trang 166 ta chọn d10 mm

2.1.4 Đường kính bánh đai lớn:

Giả sử ta chọn hệ sốtrượt tương đối ε = 0,02 Đường kính bánh đai lớn d2 = u đ d1 ( 1 -ε )

= 705,6 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 710 mm

=> Tỷ số truyền thực tế

180.(1−0,02) =4,02 Sai lệch giá trị cho trước

=> Thỏa mãn điều kiện sai số cho phép

2.1.5 Chọn sơ bộ khoản cách trục:

Khoản cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức

Theo bảng 4.14 TL(1) trang 60 ta chọn sơ bộ khoản cách trục a=0,95.d2= 674,5 mm khi ( u đ =4 )

2.1.6 Chiều dài đai theo khoảng cách trục a:

Chiều dài tính toán của đai

Theo bảng 4.13 TL(1) trang 59 ta chọn chiều dài

2.1.7 Tính lại khoản cách trục:

=> a thỏa trong khoản cho phép đã chứng minh ở (2.1.5)

2.1.8 Kiểm nghiệm số vòng quay chạy trong một giây: i = 𝑣 1

Theo tiêu chuẩn TL (3) trang 155 đối với đai thang i ≤ 10s −1

=> thỏa điều kiện cho phép

=> Thỏa điều kiện không xảy ra hiện tượng trượt trơn

2.1.10 Các hệ số sử dụng:

Hệ sốxét đến ảnh hưởng góc ôm đai

Hệ số ảnh hưởng đến vận tốc

Hệ sốxét đến ảnh hưởng tỷ số truyền

Hệ sốxét đến ảnh hưởng sốdây đai cz, ta chọn sơ bộ = 1

Hệ sốxét đến ảnh hưởng tải trọng Cr = 0,8 (tải va đập nhẹ và làm việc 1 ca)

Hệ sốxét đến ảnh hưởng chiều dài đai

Tra bảng 4.8 TL3 trang 163 với d 0 mm và v ,43 m/s

Vì v1 = 13,43 dựa vào bản 4.8 TL(3) trang 163 ta lấy v2 , v3 , P2 =3,51 P3

Số dây đai được tính theo công thức

Thế C z = 0,95 thế vào tính lại Z để kiểm nghiệm => Z= 1,89

=> Chọn Z=2 đai Thỏa điều kiện z ≤ 6

2.1.11 Chiều rộng bánh đai và đường kính ngoài d a của bánh đai:

Từ sốđai z chiều rộng bánh đai B được xác định theo công thức (4.17) TL1 trang 63

Theo bảng (4.21) TL1 ứng với đai loại B ta có t= 19 (mm), e = 12,5 (mm), h0 4,2 (mm)

Theo công thức 4,18 TL1 ta có: da = d + 2ho Đường kính ngoài bánh đai nhỏ d a1 = d 1 + 2h o = 180 + 2.4,2 8,4 (mm) Đường kính ngoài bánh đai lớn da2 = d2 + 2ho = 710 + 2.4,2 q8,4 (mm)

2.1.12 Lực căngđai ban đầu: Đối với đai thang σ ≤ 1,5MPa theo TL3 trang 149

=> lực căng mỗi dây đai 𝐹 0 = 𝐹

Lực vòng mỗi dây đai 𝐹 𝑡 = 𝐹 𝑉

2.1.13 Tính hệ số ma sát: Để không xảy ra hiện tượng trượt trơn thì lực cản ban đầu thỏa điều kiện

0 −𝐹 𝑡 Suy ra hệ số ma sát nhỏ nhất f ≥ 𝑎 1 𝑙𝑛 2𝐹0+𝐹𝑡 2𝐹0−𝐹𝑡= 2,327 𝑙𝑛 1 2.207+227,5

2.1.14 Lực tác dụng lên trục:

2.1.15 Ứng suất lớn nhất trong dây đai:

𝐴 là ứng suất do lực căng ban đầu gây ra

𝐴 là ứng suất có ích sinh ra trong đai

𝐴 = P.𝑣 1 2 10 −6 là ứng suất do lực căng gây nên

Trong đó: P là khối lượng riêng của đai, chọn P≈ 1000 Kg/𝑚 3 Đối với đai thang 𝜎 𝑢1 = ε E = 2𝑌 0

Ta chọn E = 100 MPa (100÷ 350 MPa) TL3 trang 150

=> thỏa mãn điều kiện cho phép với đai thang

2.1.16 Tính tuổi thọ theo giờ:

𝜎 𝑟 = 9 MPa là giới hnaj của thang TL(3) trang 156 m=8 là sốmũ của đường cong mỏi đối với đai thang i = 4,796 𝑆 −1 là số vòng chạy của dây đai trong 1 giây

Các thông số Giá trị

Số vòng chạy đai trong 1 giây i = 4,796 s -1 Đường kính bánh đai nhỏ d1 = 180 mm Đường kính bánh đai lớn d2 = 710 mm Đường kính ngoài bánh đai nhỏ da1 = 188,4 mm Đường kính ngoài bánh đai lớn da2 = 718,4 mm Ứng suất lớn nhất 𝜎 𝑚𝑎𝑥 = 6,95 𝑀𝑃𝑎

Lực căng đai ban đầu F = 414 N

Lực tác dụng lên trục Fr = 1520,5N

2.2 Tính toán trục đàn hồi:

Nối trục đàn hồi dùng để nối trục III và trục công tác, để truyền chuyển động giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục

Moment danh nghĩa truyền qua nối trục

Hệ số chế độ làm việc: K=1,5

Ta chọn nối trục vòng đàn hồi có cấu tạo đơn giản, dể chế tạo, dể thay thế các vòng cao su, làm việc tin cậy, được dùng rộng rãi

Từ moment xoắn tra phụ lục 16.10a TL[2], ta được các thông số của nối trục như sau:

T,Nm d D0 dm l1 l2 c Chốt Ống dc lc Ren z d0 l0

Chọn vật liệu chốt – thép C45 với ứng suất uốn cho phép [σ]F = 70 MPa, ứng suất dập giữa chốt và ống [𝜎]𝑑 = 3 MPa

Kiểm tra độ bền uốn chốt theo công thức:

0,1.18 3 210.8 = 42,23 𝑀𝑃𝑎 ≤ [σ]F p MPa Kiểm tra điều kiện bền dập giữa chốt và vòng cao su

Do đó, điều kiện bền uốn và bền dập nối trục vừa chọn được thỏa.

D 0 –đường kính vòng tròn qua tâm các chốt dc – đường kính chốt l0–chiều dài ống cao su lc–chiều dài chốt

[𝜎]d: ứng suất dập cho phép của vật liệu ống cao su [𝜎]d=2÷3 Mpa

[𝜎]F: ứng suất uốn cho phép của chốt

Lực khớp nối tác dụng lên trục

CHƯƠNG 3 : TÍNH TOÁN THI Ế T K Ế CÁC B Ộ TRUY Ề N TRONG H Ộ P GI Ả M T Ố C (B Ộ TRUY Ề N

3.1 Bộ truyền bánh răng trụrăng nghiêng cấp nhanh (phân đôi) :

⚫ Số vòng quay bánh dẫn n1 56,25 v/ph

Bộ truyền được bôi trơn tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt nên ta tính theo ứng suất tiếp xúc

Do không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn vật liệu làm bánh răng có

HB < 350 Để bộ truyền bánh răng có khảnăng chạy mòn tốt thì độ rắn

+ Bánh nhỏ : thép C45 - tôi cải thiện, độ rắn HB 1 = 241÷285; σ b1 = 850 MPa; σ ch1 = 580 MPa

+ Bánh lớn : thép C45 - tôi cải thiện, độ rắn HB2 = 192÷240; σ b2 = 750MPa; σ ch2 = 480MPa

Bảng 6.13 TL3 trang 249 với thép C45 và HB = 180 ÷ 350 ta có: Đối với bánh dẫn: σ OHlim1 = 2HB1 + 70 = 2.260+70 = 590 MPa

SF1 = 1,75 Đối với bánh bị dẫn: σ OHlim2 = 2HB2 + 70 = 2.230+170 = 530 MPa

Trong đó: σ OHlim : giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với số chu kỳ cơ sở

SH : hệ số an toàn khi tính theo ứng suất tiếp xúc σ OFlim : giới hạn mỏi uốn tương ứng với số chu kỳcơ sở

SF : hệ số an toàn tính theo ứng suất uốn

3.1.2 Tính chu kỳ làm việc cơ sở:

Theo TL3 trang 253 đối với tất cả loại thép

3.1.3 Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng xuất uốn :

Vì n không đổi khi quay một vòng bánh răn ăn khớp 1 lần

=> c=1 mH = 6 (bậc của đường cong mỏi) a) Tính ứng suất tiếp xúc:

Vì bộ truyền làm việc với chếđộ tải trọng thay đổi nên số chu kỳđược tính theo công thức:

55.Lh Ứng suất tiếp xúc được tính theo công thức

TL3 trang 250 khi NHE > NHO thì lấy NHE = NHO tính

1,1 = 482,7 MPa Đối với bánh bị dẫn

1,1 = 433,6MPa Theo công thức 6.40a TL23 trang 252 ta có Đối với bánh răng trụ răng nghiên

So sánh điều kiện (6.41) TL3 trang 252

=> không thỏa điều kiện trên nên buộc ta chọn

[σ H ] = [σ H ]min = 433,6 MPa b)Tính ứng suất uốn:

Vì bộ truyền làm việc với chế độ tải trọng thay đổi nên chu kỳ được tính theo công thức

𝑚𝑎𝑥) 6 ni.ti (6.49 TL3) mF = 6 vì độ rắn HB ≤ 350 HB

NFE2 > NFO2 => KFL2 = 1 Ứng suất uốn được tính theo công thức

𝑆 𝐹 KFL Đối với bánh dẫn

1,75.1 = 267,4 MPa Đối với bánh bị dẫn

1,75.1 = 236,3 MPa c)Ứng suất tải cho phép:

Dựa vào công thức (6.13 và 6.14 ) TL1 trang 95 và 96 đối với bánh răng thường, tôi cải thiện thì

3.1.4 Tính chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng:

Theo bảng 6.15 TL3 vì bánh răng nằm không đối xứng qua ổ trục và HB1;

HB2 < 350 nên ψba = 0,25 ÷ 0,4 ta chọn ψba = 0,315 để tính (theo tiêu chuẩn TL3 trang 259) ψbd = ψ 𝑏𝑎 (𝑢+1)

Hệ số tập trung tải trọng KB :

Theo bảng 6.4 TL3 trang 237 vì bánh răng nằm không đối xứng trục, HB thỏa mãn điều kiện sai số∆u ≤ 3%

Tính góc nghiên răng: β = arccos 𝑚 𝑛 (𝑧 1 +𝑧 2 )

3.1.7 Xác định thông số hình học bộ truyền: Đường kính vòng chia: d1 = 𝑧 1 𝑚 𝑛

𝑐𝑜𝑠31,24 = 312,28 mm Đường kính vòng lăn:

𝑑 ω2 = d2 = 312,28 mm Đường kính vòng đỉnh:

𝑑 𝑎2 = d2 + 2mn = 312,28+ 2.3 = 318,28 mm Đường kính vòng đáy: df1 = d1 - 2,5 mn = 87,72 - 2,5.3 = 80,22 mm df2 =d2 - 2,5 mn = 312,28 - 2,5.304,78 mm

Tính lại khoảng cách trục:

Bánh bị dẫn : b 2 = ψba a = 0,315.200= 63mm

3.1.8 Vận tốc vòng bán răng và cấp chính xác của bộ truyền :

60000 = 1,64 m/s Theo bảng 6.3 TL3 trang 230 v< v max (1,64 < 6 m/s ) răng nghiên nên ta chọn cấp chính xác là 9 với v max 6m/s

3.1.9 Tính lực tác dụng lên bộ truyền:

- Lực dọc trục : Fa1 = Fa2 = Ft1 tanβ

-Lực hướng tâm: Fr1 = Fr2 = 𝐹 𝑡1 𝑡𝑎𝑛(𝑎 𝑛𝜔 )

𝑐𝑜𝑠31,24° = 1496,05 N -Lực pháp tuyến: Fn2 = Fn1 = 𝐹 𝑡1

𝑐𝑜𝑠(20).cos (31,24)= 4374,16 N Theo hình 6.3 TL1 trang 103 𝑎 𝑛𝜔 = 20°

3.1.10 Tính hệ số tải trọng động:

Với v= 1,64 m/s và cấp chính xác băng 9

Theo bảng 6.6 TL3, ta được: H1,H2 < 350HB

3.1.11 Tính và kiểm nghiệm giá trịứng xuất tiếp xúc:

Ta có: Zm = 274 MPa theo bảng 6.5 TL1 đối với vật liệu thép-thép

Với 𝑎 𝑡𝜔 được tính theo công thức

( 𝑎 𝑡𝜔 ) là góc ăn khớp trong mặt ngang

Với 𝜀 𝑎 đươc tính theo công thức 6.10 [TL3] trang 228

𝜀 𝑎 là hệ số trùng khớp ngang

Dựa vào công thức (6.20 ) [TL3] ta có : kH = kHB KHV KHA

Với kHA = 1,13 theo bảng 6.11 [TL3] cấp chính xác 9 ; V < Vvg (1,64 < 2,5 m/s) dw1 = d1 ,72 mm

Dựa vào công thức 6.86 [TL3] ta có: σ 𝐻 = 𝑍 𝑀 𝑍 𝐻 𝑍 𝜀

Tính lại ứng suất tiếp xúc:

Dựa vào công thức 6.39 [TL3] trang 252:

Lấy 𝜎 𝐻𝑙𝑖𝑚1 = 590MPa hệ số ảnh hưởng độ nhám bề mặt ZR= 1

Hệ sốảnh hưởng đến điều kiện bôi trơn KL=1

=> điều kiện tiếp xúc được thỏa

3.1.12 Tính và kiểm nghiệm ứng suất uốn:

Tính sốrăng tương đương của bánh răng nhỏ răng lớn:

Dựa vào công thức 6.80 [TL3]ta tính hệ số dạng răng γF γ F = 3,47 + 13,2

Vì không có hệ số dịch chỉnh nên x=0

40 = 3,8 Đối với bánh bị dẫn: γ F2 = 3,47 + 13,2

142,4 = 3,56 Tính so sánh độ bền bánh răng (uốn)

3,56 = 66,4 Đối với bánh răng trụ răng nghiên, sử dụng công thức ( 6.92) [TL3] để kiểm tra độ bền uốn:

Hệ số tải trọng KF tính theo công thức ( 6.21) TL3

Hệ sốảnh hưởng trùng khớp ngang

Hệ sốảnh hưởng góc nghiên độ bền uốn

Dựa vào công thức (6,52) TL3 tính lại ứng suất uốn cho phép:

Với YR= 1 Khi phay và mài răng𝐹

Yx = 1,05 - 0,005mn= 1,05 - 0,005.3= 1,035 ( tôi bề mặt vì thấm nito)

=> Độ bền uốn được thỏa

Thông số Ký hiệu Giá trị

Chiều rộng vành răng Bánh dẫn 𝑏 1 68

Bánh bị dẫn 𝑧 2 89 răng Đường kính vòng chia

Bánh bị dẫn 𝑑 2 312,28 mm Đường kính vòng đỉnh Bánh dẫn 𝑑 𝑎1 93,72 mm

Bánh bị dẫn 𝑑 𝑎2 318,28 mm Đường kính vòng đáy Bánh dẫn 𝑑 𝑓1 80,22 mm

Lực tác dụng Lực vòng 𝐹 𝑡 3514,37 N

3.2 BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM: Thông số đầu vào:

Số vòng quay bánh dẫn n2 = 99,5 (v/p)

Tuổi thọ Lh(giờ) được xác định theo công thức:

24h00 (giờ) (Chế độ làm việc: Quay một chiều, tải va đập nhẹ, một ngày làm việc 1 ca, 1 ca làm việc 8 giờ, 1 năm làm việc 170 ngày, thời gian phục vụ 5 năm).

Với: La– Tuổi thọ tính hằng năm.

Kn, Kng–Hệ số sử dụng bộ truyền trong 1 năm và trong 1 ngày.

Vì bộ truyền được bôi trơn tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng nên ta tính theo ứng suất tiếp xúc.

Do không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn

HB ≤ 350 Đồng thời để bộ truyền bánh răng có khả năng chạy mòn tốt thì độ rắn của bánh dẫn H1và bánh bị dẫn H2phải theo quan hệ:

Cụ thể, theo bảng 6.1 TL[1] ta chọn:

Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn

HB1 = 241÷285, có 𝜎 b1 = 850MPa, 𝜎 ch1 = 580MPa

Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn

HB 2 = 192÷240, có 𝜎 b2 = 750MPa, 𝜎 ch2 = 480MPa

Với vật liệu đã chọn như trên, ta chọn độ rắn:

Theo bảng 6.13 TL[3], với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180÷350, ta có: Đối với bánh dẫn:

𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚 1 = 1,8HB1 = 1,8.260 = 468 MPa sF1 = 1,75 Đối với bánh bị dẫn:

Trong đó: 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚- Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với số chu kỳ cơ sở sH–Hệ số an toàn khi tính theo ứng suất tiếp xúc.

𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚- Giới hạn mỏi uốn tương ứng với số chu kỳ cơ sở. sF–Hệ số an toàn khi tính theo ứng suất uốn.

3.2.2 Số chu kỳ làm việc cơ sở:

3.2.3 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: a) Số chu kỳ làm việc tương đương:

Hệ số tuổi thọ𝐾𝐻𝐿 được xác định theo công thức:

6 Với 𝑁𝐻𝐸 là số chu kỳ làm việc tương đương

Vì bộ truyền làm việc với chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo công thức (6.36) TL[3]:

Vì n không đổi và khi quay một vòng bánh răng ăn khớp một lần cho nên c 1

Với Lhh00 (giờ) ( đã tính ở trên)

Vì NHE1>NHO1 cho nên KHL1=1

NHE2 NFO1 cho nên KFL1= 1

NFE2> NFO2 cho nên KFL2= 1 b) Ứng suất uốn cho phép có thể được tính theo công thức: Đối với bánh dẫn

1,75= 267,42 MPa Đối với bánh bị dẫn

1,75 #6,57 MPa c) Ứng suất quá tải cho phép: Theo công thức (6.13 & 6.14) TL[1]:

3.2.5 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng:

- Hệ số chiều rộng vành răng:

Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.15

TL[3], do bánh răng nằm đối xứng qua các ổ trục và HB1, HB2 < 350HB, lấy Ψ 𝑏𝑎 cấp chậm lớn hơn cấp nhanh ( 20-30 )% nên: Ψ 𝑏𝑎 = 0,4 Ψ 𝑏𝑑 = Ψ 𝑏𝑎 (𝑢+1)

Hệ số tập trung tải trọng 𝐾 𝛽

Theo bảng 6.4 TL[3], ứng với Ψ 𝑏𝑑 = 0,76 bánh răng nằm đối xứng ổ trục, HB

< 350, bằng phương pháp nội suy, ta được:

3.2.6 Tính toán khoảng cách trục 𝒂𝒘 :

Khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng được xác định theo công thức:

2 = 257226,13 Nmm ( đối với bánh cấp chậm) Theo tiêu chuẩn ta chọn: 𝒂𝒘 = 250 (mm)

3.2.7 Xác định các thông số ăn khớp:

Theo công thức (6.68) TL[3], khi H1, H2 ≤ 350HB: m = (0,01 ÷ 0,02) 𝑎𝑤 = (2 ÷ 4) (mm)

Theo tiêu chuẩn, ta chọn được m = 2,5 (mm)

Xác định số răng các bánh răng:

Số bánh răng bánh dẫn được tính theo công thức: z1 = 𝑧 1 +𝑧 2

Tính toán lại tỉ số truyền thực: um = 𝑧 2

Sai số tương đối tỉ số truyền:

Thỏa điều kiện sai số∆𝑢≤ 2÷3%.

2 = 200 (mm) Vậy, ta không cần dịch chuyển bánh răng

3.2.8 Xác định các thông số hình học của bộ truyền:

+ Đường kính vòng chia: d1 = m.z1 = 2,5.53 = 132,5 mm d2 = m.z2 = 2,5.118 = 367,5 mm

+ Đường kính vòng lăn: dw1 = d1 = 132,5 mm dw2 = d2 = 367,5 mm

+ Đường kính vòng đỉnh: da1 = d1 + 2.m = 132,5 + 2.2,5 = 137,5 mm da2 = d2 + 2.m = 367,5 + 2.2,5 = 372,5 mm

+ Đường kính vòng đáy: df1 = d1– 2,5.m = 132,5 – 2,5.2,5 = 126,25 mm df2 = d2 – 2,5.m = 367,5 – 2,5.2,5 = 361,25 mm

+ Bánh bị dẫn: b2 =Ψ 𝑏𝑎 aw=0,4.250= 100 mm

3.2.9 Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác cho bộ truyền: Vận tốc vòng bánh răng:

Dựa theo bảng 6.3 TL[3], ta chọn được cấp chính xác cho bộ truyền là 9

3.2.10.Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền:

3.2.11.Hệ số tải trọng động:

Với vận tốc v =0,69 m/s và cấp chính xác 9 ta tra bảng 6,5 TL[3], xác định được hệ số tải động

3.2.12.Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: Đối với bánh răng trụ răng thẳng, ta sử dụng công thức 6.63 TL[3] để kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

𝑤 𝑢 𝑚 ≤[𝜎 𝐻 ] Trong đó: Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định theo công thức:

+ Z M = 275 𝑀𝑃𝑎 1 2 do vật liệu bánh răng bằng thép

+ Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo công thức (6.64) TL[3]

+ Hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc được xác định theo (6.61) TL[3]:

𝑍 𝜀 =√ 4−𝜀 3 𝛼 với 𝜀 2 là hệ số trùng khớp ngang được xác định bằng công thức (6.10) TL[3]:

=> 𝑍 𝜀 =√ 4−1,8 3 = 0,86 Đường kính vòng lăn dw1 = 132,5 mm

Hệ số tải trọng tính theo công thức (6.20) TL[3], ta có:

Hệ số xét đến phân bố tải trọng không đều giữa các răng: đối với bánh răng thẳng 𝐾 𝐻𝛼 = 1

Hệ số tải trọng động: 𝐾 𝐻𝑉 = 1,06

Hệ số tập trung tải trọng theo chiều rộng vành răng:𝐾 𝐻𝛽 =1,022

Chiều rộng vành răng: bw = b2 = 100 mm

Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức (6.39) TL[3]:

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: ZR = 1

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, do HB ≤ 350 thì:

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn, thông thường chọn K1 = 1 + Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng:

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa

3.2.13.Kiểm nghiệm ứng suất uốn:

Hệ số dạng răng YF: được tính bằng công thức thực nghiệm (6.80) TL[3]:

147=3,56 Đặc tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn:

- Kiểm tra độ bền uốn: Đối với bánh răng trụ răng thẳng, ta sử dụng công thức (6.78) TL[3] để kiểm nghiệm độ bền uốn:

Trong đó: Ứng suất uốn tính toán được xác định theo công thức:

+ Hệ số tải trọng tính được tính theo công thức (6.21) TL[3], ta có:

+ Hệ số tập trung tải trọng theo chiều rộng vành răng:𝐾 𝐹𝛽 = 1,038

+ Hệ số tải trọng động:𝐾 𝐹𝑉 = 1,11

+ Hệ số phân bố tải trọng giữa các răng:𝐾 𝐹𝛼 =1 tra bảng 6.11 TL[3] vì ncx≥ 9 + Lực vòng Ft = 3882,66 N

+ Hệ số dạng răng: YF2 =3,56

+ Chiều rộng vành răng: bw = b2 = 100 mm

100.2,5 = 63,69 MPa Tính lại ứng suất uốn cho phép theo công thức (6.52) TL[3], ta có

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám: YR= 1 khi phay và mài răng.

+Hệ số kích thước: khi tôi bề mặt và thấm nitơ:

+ Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung tải trọng:

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi:

Do đó độ bền vốn được thỏa

BẢNG TỔNG HỢP KẾT QUẢ THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM:

Khoảng cách trục aw 250 mm

Tỉ số truyền thực um 2,774

Chiều rộng vành răng Bánh dẫn b1 105 mm

Số răng Bánh dẫn z1 53 răng

Bánh bị dẫn z2 147 răng ĐK vòng chia Bánh dẫn d1 132,5 mm

Bánh bị dẫn d2 367,5 mm Đk vòng lăn Bánh dẫn dw1 132,5 mm

Bánh bị dẫn dw2 367,5 mm ĐK vòng đỉnh Bánh dẫn da1 137,5 mm

Bánh bị dẫn da2 372,5 mm ĐK vòng đáy Bánh dẫn df1 126,25 mm

Bánh bị dẫn df2 361,25 mm

Vận tốc vòng bánh răng v 0,69 m/s

Lực tác dụng Lực vòng Ft 3882,66 N

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN TRỤC VÀ CHỌN THEN

4.1 Chọn vật liệu trục và ứng suất xoắn cho phép [𝝉]:

- Vì vật liệu dùng để chế tạo trục phải có độ bền cao, ít tập trung ứng suất, có thể nhiệt luyện được và dễ gia công Do bộ truyền chịu công suất trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn thép C45 thường hóa

- Giới hạn bền tra bảng 6.1 TL[1]: 𝜎 b ≥ 600 MPa và 𝜎 𝑐ℎ = 340 Mpa

- Ứng suất xoắn cho phép (Theo TL[3]): [𝜏] = 20÷25 MPa ( Lấy trị số nhỏđối với trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn đối với trục ra ), [𝜏] = 10÷15 MPa đối với trục trung gian Do đó chọn:

[𝜏] = 15 MPa đối với trục trung gian

4.2 Thiết kếsơ bộ đường kính trục theo moment xoắn:

Xác định sơ bộđường kính trục theo công thức (10.4), đường kính trục thứ k với k = 1, 2, 3: dk≥ √ 3 0,2[𝜏] 𝑇 𝐾

=> Chọn 𝑑 1 = 35 mm theo tiêu chuẩn

- Ở đây lắp bánh đai lên đầu vào của trục, do đó không cần quan tâm đến đường kính trục động cơ điện

4.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡvà các điểm đặt lực:

- Theo bảng 10.2 TL[1] ta chọn chiều rộng ổlăn tương ứng: b01 = 21 mm, b02 = 29 mm, b03 = 33 mm

+ Chiều dài mayơ của bánh đai, theo công thức (10.10) TL[1], ta có: lm12 = (1,2 ÷ 1,5).d1 = (1,2 ÷ 1,5).35 = (42 ÷ 52,5) mm

=> Chọn lm12 = 44 mm bằng bề rộng bánh đai B.

+ Chiều dài mayơ bánh dẫn của cặp bánh răng trụrăng nghiêng cấp nhanh, theo công thức (10.10) TL[1], ta có: lm13 = lm14 = (1,2 ÷ 1,5).d1 = (1,2 ÷ 1,5).35= (42 ÷ 52,5) mm

=> Chọn lm13 = lm14 = 68 mm bằng bề rộng bánh dẫn b1 của cặp bánh răng trụrăng nghiêng cấp nhanh

• Trục II: + Chiều dài mayơ bánh bị dẫn của cặp bánh răng trụrăng nghiêng cấp nhanh, theo công thức (10.10) TL[1], ta có: lm22 = lm24 = (1,2 ÷ 1,5).d2 = (1,2 ÷ 1,5).55 = (66 ÷ 82,5) mm

+ Chiều dài mayơ bánh dẫn của cặp bánh răng trụrăng thẳng cấp chậm, theo công thức (10.10) TL[1], ta có: lm23 = (1,2 ÷ 1,5).d2 = (1,2 ÷ 1,5).55 = (66 ÷ 82,5) mm

Chọn lm23 = 105 mm bằng bề rộng bánh dẫn b1 của cặp bánh răng trụrăng thẳng cấp chậm

• Trục III: + Chiều dài mayơ bánh bị dẫn của cặp bánh răng trụrăng thẳng cấp chậm, theo công thức (10.10) TL[1], ta có: lm32 = (1,2 ÷ 1,5).d3 = (1,2 ÷ 1,5).65 = (78 ÷ 97,5) mm Chọn lm32 = 100 mm chọn bằng bề rộng bánh bị dẫn b2 của cặp bánh răng trụrăng thẳng cấp chậm + Chiều dài mayơ nửa khớp nối đối với nối trục vòng đàn hồi dựa theo công thức (10.13) TL[1], ta có: lm33 = (1,4 ÷ 2,5).d3 = (1,4 ÷ 2,5).65 = (91 ÷ 162,5) mm

=> Chọn lm33 = 140 mm – chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ 3 trên trục 3 tra bảng 16.10a TL[2]

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k1= 8…15mm theo bảng 10.3 TL[1], ta chọn k1 = 15 mm

- Khoảng cách từ mặt mút ổđến thành trong của hộp k2= 5…15mm theo bảng 10.3 TL[1], ta chọn k2 = 15 mm

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3= 10…20mm theo bảng 10.3 TL[1], ta chọn k3 = 20 mm

- Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn = 15…20mm theo bảng 10.3 TL[1], ta chọn hn = 20 mm

- Khoảng côngxôn trên trục thứ 1, tính từ chi tiết thứ 2 (bánh đai) ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ: lc12 = 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(44 + 21) + 20 + 20 = 72,5 = 73 mm

- Khoảng côngxôn trên trục thứ III, tính từ chi tiết thứ 3 (khớp nối) ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ: lc33 = 0,5.(lm33 + b03) + k3 + hn = 0,5.(140 + 33) + 20 + 20 = 126,5 = 127 mm

- Khoảng cách lki– trên trục thứ k từ gối đỡ0 đến chi tiết quay thứi như sau: + Trục II: l22 = 0,5.(lm22 + b02 ) +k1 + k2 = 0,5.(75 + 29) + 15 + 15 = 82 mm l23 = l22 + 0,5.(lm22 + lm23) +k1 = 82 + 0,5.(75 + 105) + 15 = 187 mm l24 = 2.l23 – l22 = 2.187 – 82 = 292 mm l21 = 2.l23 = 2.187 = 374 mm

+ Trục III: l32 = l23 = 187 mm l31 = l21 = 374 mm l33 = 2.l32 + lc33 = 2.187 + 127 = 501 mm

+ Trục I: l 11 = l 21 = l 31 = 374 mm l13 = l22 = 82 mm l14 = l24 = 292 mm l12 = lc12 = 73 mm

Ngoài moment xoắn, trục còn chịu tác dụng của moment uốn, lực cắt, lực kéo và lực nén Do đó, sau khi tính sơ bộcác kích thước chiều dài trục ta tiến hành thiết kế trục dưới tác dụng đồng thời của moment uốn và moment xoắn

Ta có độ lớn lực căng trên các nhánh đai tác dụng lên trục:

Fr = Fy12 = 1520,5 N (đã tính ởchương 2) Đối với bánh dẫn bánh răng trụrăng nghiên ta có:

+ Độ lớn lực vòng : Ft1= 3514,37 N

+ Độ lớn lực hướng tâm : 𝐹 𝑟1 96,05 N

+ Độ lớn lực dọc trục : Fa1= 2133,55 N

Trong mặt phẳng thẳng đứng YOZ, ta có:

Phương trình cân bằng moment tại A:∑ 𝐌 Ax =0

=≫ –Mz14+Mz13 – Fy14(l11-l14) – Fy13(l11-l13) – Fly10.l11+Fy12(l12+l11)=0

Phương trình cân bằng lực theo trục y:

=≫ Fly11 - Fy14 - Fy13 - Fly10 + Fy12=0

=>Fly11 = Fy14+Fy13+Fly10-Fy12

Trong mặt phẳng nằm ngang XOZ, ta có:

Phương trình cân bằng moment tại A : ∑ 𝐌 Ay =0 ta có:

Phương trình cân bằng lực theo trục x:

- Dựa vào biểu đồ nội lực tính moment uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức (10.6) TL[1]:

=> Tiết diện tại C là nguy hiểm nhất

-Chọn sơ bộ [𝜎] = 65 MPa ứng với trục có đường kính lớn nhất là d = 50 mm , ứng suất tại vị trí trục có góc lượn và có vật liệu thép C45, 𝜎𝑏 ≥ 600 MPa theo bảng 10.2 TL3 Áp dụng CT (10.15) TL[1]

+ Tại C (tiết diện nguy hiểm): theo CT 10.17 TL1 dC ≥ √ 3 0,1.[ 𝜎 ] 𝑀 𝐶𝑡đ = √ 379932,19

-Chọn sơ bộ [𝜎] = 65 MPa ứng với trục có đường kính lớn nhất là d = 50 mm , ứng suất tại vị trí trục có góc lượn và có vật liệu thép C45, 𝜎𝑏 ≥ 600

Vì tại vịtrí C có rãnh then nên tăng đường kính lên (5…10)%

Theo tiêu chuẩn đường kính cho thân trục TL[1] trang 195, chọn dC = 42 mm Đểcân đối với kết cấu trục , ta chọn dB = dC= 42 mm

Tại các tiết diện khác, ta có:

- Vì tại D lắp ổlăn nên đường kính trục được chọn tiêu chuẩn hóa theo đường kính trong của ổ và là bội số của 5, ta chọn dD = dA= 30 mm đểcân đối kết cấu bánh răng

Vì tại vị trí E có rãnh then nên tăng đường kính lên (5…10)%

Ta chọn dE = 28 mm theo tiêu chuẩn

Các đường kính đều bé hơn 50 mm nên việc ta chọn [𝜎] = 65 MPa là hợp lí a) Kiểm nghiệm độ bền trục:

- Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi:

+ Giả sử thép chế tạo trục là thép C45 với 𝜎 𝑏 = 600 MPa, 𝜎 𝑐ℎ = 340 Mpa + Moment cản uốn tại vị trí lắp bánh răng (điểm C):

Với đường kính d = 42 mm và T = 154140,35 Nmm

Theo bảng 9.1a TL[1], ta chọn then bằng có b = 12 mm và t = 5 mm

+ Ứng suất uốn tại vị trí C:

16 − 12.5(42−5) 2.42 2 = 13569,29 mm 3 + Ứng suất xoắn tại vị trí C:

+ Hệ số tập trung ứng suất K σ và K τ với mặt cắt có rãnh then và 𝜎𝑏≤ 600 MPa có giá trị Kσ = 1,75 và K τ = 1,5 ( Theo bảng 10.9 TL[3] )

+ Hệ sốxét đến ảnh hưởng của đường kính: Theo bảng 10.4 TL[3], ta chọn 𝜀 𝜎

+ Đối với thép có thành phần cacbon trung bình (𝜎𝑏 = 600 MPa) (theo bảng trang 411 TL[3]): 𝛹 𝜎 = 0,1 và 𝛹 𝜏 = 0,05

+ Hệ số tăng bền bề mặt khi được mài cắt và lăn thô ở 𝜎𝑏 = 600

𝜎−1 = 0,436𝜎𝑏+(70 120) = 0,436.600+88,4 = 350 Mpa ( đối với thép cacbon)

➢ Hệ số an toàn theo ứng suất uốn:

➢ Hệ số an toàn theo ứng suất xoắn:

0,81.0,8 +0,05.11,35 = 7,56 Trong đó do ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳđối xứng nên 𝜎𝑚 = 0 và ứng suất xoắn theo chu kỳ mạch động dương nên 𝜏 𝑚 = 𝜏 c = 14,07 MPa

Do đó điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện C được thỏa

- Kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh: (khi quá tải đột ngột)

M = √𝑀 𝑥𝐶 2 + 𝑀 𝑦𝐶 2 = √208524,05 2 + 288178,34 2 = 355709,2 Nmm Ứng suất tại điểm C xác định theo thuyết bền 4: σ = 𝑀

=≫ 𝜎𝐶 = √𝜎 2 + 3 𝜏 2 = √48 2 + 3 12,04 2 = 52,33 MPa < [𝜎]𝑞𝑡 = 65 MPa Do đó điều kiện bền tĩnh của trục tại tiết diện C được thỏa b) Chọn then lắp trên trục và kiểm nghiệm then: Đường kính trục I để lắp rãnh then là: 𝑑 𝐵1 = 𝑑 C1 = 42 mm và 𝑑 E1 = 28 mm Xét tại tiết diện B 1 và C 1 đường kính lắp then là 𝑑𝐵1 = 𝑑 C1 = 42 mm theo bảng 9.1a TL[1], ta chọn then có b = 12 mm, h = 8 mm, t1 = 5 mm, t2 = 3,3 mm

Vật liệu then ta chọn là thép C45

Theo bảng 9.1a TL[1], ta chọn 𝑙 𝑡 = 56 mm

+ Kiểm nghiệm độ bền dập:

𝑑.𝑙 𝑡 (ℎ−𝑡 1 ) ≤ [𝜎𝑑 ] Tra bảng 9.5 TL[1], với ứng suất mối ghép cốđịnh, tải trọng va đập nhẹ, vật liệu thép C45 ta có: [𝜎 𝑑 ] = 100 MPa

42.56(8−5) = 43,69 MPa < [𝜎𝑑 ] = 100 MPa + Kiểm nghiệm then theo độ bền cắt

𝑑.𝑙 𝑡 𝑏≤ [𝜏 𝐶 ] Theo TL[1], khi chịu tải trọng va đập nhẹ [𝜏𝑐 ] = 40…60 MPa là ứng suất cắt cho phép

- Xét tiết diện E1đường kính lắp then là 𝑑 E1 = 28 mm theo bảng 9.1a TL[1], ta chọn then có b = 8 mm, h = 7 mm, t1 = 4 mm, t2 = 2,8 mm Vật liệu then ta chọn là thép C45

Theo bảng 9.1a TL[1], ta chọn 𝑙𝑡 = 40 mm

+ Kiểm nghiệm độ bền dập theo công thức (9.1) TL[1]:

Tra bảng 9.5 TL[1], với ứng suất mối ghép cốđịnh, tải trọng va đập nhẹ, vật liệu thép C45 ta có: [𝜎𝑑 ] = 100 MPa

Theo TL[1], khi chịu tải trọng va đập nhẹ [𝜏𝑐] = 40…60 MPa là ứng suất cắt cho phép

Vậy, then trên trục I thỏa mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt

-Xác định trị số và chiều các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục:

-Theo số liệu tính toán ở chương II, III, ta có:

- Đối với bánh bị dẫn của bánh răng trụ răng nghiêng:

▪ Độ lớn lực vòng: Ft2 = 3514,37 N

▪ Độ lớn lực hướng tâm: Fr2 = 1496,05 N

▪ Độ lớn lực dọc trục: Fa2 = 2133,55 N

- Đối với bánh dẫn của bánh răng trụrăng thẳng:

▪ Độ lớn lực vòng: Ft1 = Fx23 = 3882,66 N

▪ Độ lớn lực hướng tâm: Fr1 = Fy23 = 1413,17 N

- Áp dụng phương trình cân bằng moment và phương trình cân bằng lực ta xác định được các lực của các ổ tác dụng lên trục:

+ Trong mặt phẳng thẳng đứng yOz, ta có:

Phương trình cân bằng moment tại A:

⟺ Mz24– Mz22 + Fy24(l21– l24) – Fy23(l21– l23) + Fly20.l21 + Fy22(l21– l22) = 0

Vậy chiều đã chọn Fly20ban đầu là đúng

–Fly21 + Fy24 – Fy23 – Fly20 + Fy22 = 0

⟺ Fly21 = Fy24– Fy23– Fly20 + Fy22

Vậy chiều đã Fly21 chọn ban đầu là đúng

+ Trong mặt phẳng nằm ngang zOx, ta có:

-Flx21 + Fx24 + Fx23 + Fx22 - Flx20 = 0

⟺ Flx21 = Fx24 + Fx23 + Fx22 - Flx20

2 = 257226,13 Nmm ( lấy T chia 2 đối với bánh răng cấp chậm)

Mà: MFz22 = MFz24 = Fz22.r22 = 2133,55.73,19= 156160,23 Nmm

Sơ đồđặt lực, biểu đồ moment và kết cấu trục trung gian của hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh

+ Tại C (tiết diện nguy hiểm): dC≥ √ 3 0,1.[ 𝜎 ] 𝑀 𝐶𝑡đ = √ 3 707900,5 0,1.65 = 47,75 mm

-Vì tại vị trí C có rãnh then nên tăng đường kính lên (5…10)%

Theo dãy tiêu chuẩn đường kính cho thân trục TL[1] trang 195,

-Vì tại vịtrí D có rãnh then nên tăng đường kính lên (5…10)%

Theo dãy tiêu chuẩn đường kính cho thân trục TL[1] trang 195, ta chọn dD 45 mm và đểcân đối với kết cấu trục, ta chọn: dB = dD= 45 mm

-Vì tại A và E lắp ổlăn nên đường kính trục được tiêu chuẩn hóa theo đường kính trong của ổ và là bội số của 5, ta chọn dA = dE = 40 mm Kiểm tra lại các đường kính đều bé hơn 60 mm nên việc ta chọn [𝜎] = 65 MPa là hợp lí a) Kiểm nghiệm độ bền trục:

+ Giả sử thép chế tạo trục là thép C45 với 𝜎 𝑏 = 600 MPa, 𝜎 𝑐ℎ = 340 MPa, 𝜎 −1

𝜎 −1 = 0,436𝜎𝑏+(70 120)=0,436.600+88,450 Mpa ( đối với thép cacbon)

+ Moment cản uốn tại vị trí lắp bánh răng (điểm C):

Với đường kính d = 52 mm và T = 257226,13 Nmm, theo bảng 9.1a TL[1], ta chọn then bằng có b = 16 mm và t = 6 mm

MC = √𝑀 𝐶𝑥 2 + 𝑀 𝐶𝑦 2 = √165615,525 2 + 651207,05 2 = 674844,7 Nmm + Moment cản xoắn W0được xác định theo công thức:

+ Hệ số tập trung ứng suất K σ và K τ với mặt cắt có rãnh then và 𝜎𝑏≤ 600 MPa có giá trị K σ = 1,75 và K τ = 1,5 ( Theo bảng 10.9 TL[3] )

+ Đối với thép có thành phần cacbon trung bình (𝜎𝑏 = 600 MPa) theo hình (2.11) TL[3]: 𝛹 𝜎 = 0,1 và 𝛹 𝜏 = 0,05

+ Hệ sốtăng bền bề mặt khi được mài cắt và lăn thô β = 0,8

Trong đó do ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳđối xứng nên 𝜎𝑚 = 0 và ứng suất xoắn theo chu kỳ mạch động dương nên 𝜏 𝑚 = 𝜏 𝑎 = 9,33 MPa

MC = √𝑀 𝐶𝑥 2 + 𝑀 𝐶𝑦 2 = √165615,525 2 + 651207,05 2 = 674844,7 Nmm Ứng suất tại điểm C xác định theo thuyết bền 4:

0,2.52 3 = 9,15 MPa Suy ra: 𝜎𝐶 = √𝜎 2 + 3 𝜏 2 = √48 2 + 3 9,15 2 = 50,55 MPa < [𝜎]𝑞𝑡 = 65 MPa

Do đó điều kiện bền tĩnh của trục tại tiết diện C được thỏa b) Chọn then lắp trên trục và kiểm nghiệm then:

+Với 𝑑𝐵2 = 𝑑𝐷2 E mm theo bảng 9.1a TL[1]

Chọn then có b = 14 mm, h = 9 mm, t1 = 5,5 mm, t2 = 3,8 mm

Theo bảng 9.1a TL[1], ta chọn 𝑙𝑡 c mm

+ Kiểm nghiệm độ bền dập theo công thức (9.1) TL[1]: 𝜎 𝑑 = 2𝑇

𝑑.𝑙 𝑡 (ℎ−𝑡 1 )≤ [𝜎 𝑑 ] Tra bảng 9.5 TL[1], với ứng suất mối ghép cốđịnh, tải trọng va đập nhẹ, vật liệu thép C45 ta có: [𝜎𝑑 ] = 100 MPa

48.63(9−5,5)= 48,6 MPa < [𝜎𝑑 ] = 100 MPa + Kiểm nghiệm then theo độ bền cắt (công thức 9.2 TL[1]):

𝑑.𝑙 𝑡 𝑏 ≤ [𝜏 𝐶 ] Theo TL[1], khi chịu tải trọng va đập nhẹ [𝜏𝑐] = 40…60 MPa là ứng suất cắt cho phép

- Xét tiết diện C2đường kính lắp then là 𝑑𝐶 2 = 52 mm theo bảng 9.1a TL[1], ta chọn then có b = 16 mm, h = 10 mm, t1 = 6 mm, t2 = 4,3 mm Vật liệu then ta chọn là thép C45

𝑑.𝑙 𝑡 (ℎ−𝑡 1 ) ≤ [𝜎𝑑 ] Tra bảng 9.5 TL[1], với ứng suất mối ghép cốđịnh, tải trọng va đập nhẹ, vật liệu thép C45 ta có: [𝜎𝑑 ] = 100 MPa

52.90(10−6) = 27,48 MPa < [𝜎 𝑑 ] = 100 MPa + Kiểm nghiệm then theo độ bền cắt (công thức 9.2 TL[1]):

𝑑.𝑙 𝑡 𝑏≤ [𝜏 𝐶 ] Theo TL[1], khi chịu tải trọng va đập nhẹ [𝜏𝑐] = 40…60 MPa là ứng suất cắt cho phép

52.90.16 = 6,87 MPa < [𝜏𝑐 ] = 40…60 MPa Vậy, then trên trục II thỏa mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt

Xác định trị số và chiều các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục:

Theo số liệu tính toán ở chương II, III, ta có:

- Đối với bánh bị dẫn của bánh răng trụ răng thẳng:

▪ Độ lớn lực vòng: Ft2 = F x32 882,66 N

- Lực từ khớp nối tác dụng lên trục: Fx33 = Fr = 3940,59 N

Phương trình cân bằng moment tại B:

374 = 706,585 N Phương trình cân bằng lực theo trục y:

374 = 3279,44 N Phương trình cân bằng lực theo trục x:

Dựa vào biểu đồ nội lực tính moment uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức (10.14) TL[3]:

Suy ra tiết diện tại C là nguy hiểm nhất.

+ Tại C (tiết diện nguy hiểm):

Vì tại vị trí C có rãnh then nên tăng đường kính lên (5…10)%.

Theo dãy tiêu chuẩn đường kính cho thân trục TL[3] trang 344, ta chọn:

TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN HỞ ( BỘ TRUYỀN ĐAI & KHỚP NỐI TRỤC )

TÍNH TOÁN NỐI TRỤC ĐÀN HỒI

[𝜎]d: ứng suất dập cho phép của vật liệu ống cao su [𝜎]d=2÷3 Mpa

[𝜎]F: ứng suất uốn cho phép của chốt

Lực khớp nối tác dụng lên trục

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC ( BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG )

B Ộ TRUY ỀN BÁNH RĂ NG TR Ụ RĂNG NGHIÊNG CẤ P NHANH