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

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO

TRƯỜNG ĐẠI HỌC NÔNG LÂM TP HỒ CHÍ MINH KHOA CƠ KHÍ – CÔNG NGHỆ

ĐỒ ÁN MÔN HỌC

GVHD: ThS Lê Quang Vinh

SVTH: Nguyễn Minh Thông

MSSV: 21154325 Lớp: DH21OT Nguyễn Minh Thông 21154325 100%

Trần Hoàng Thông 21154326 100%

Nguyễn Huỳnh Quốc Thắng 21118374 100%

Lê Đức Thiện 21154320 100%

TP HCM, ngày 7 tháng 12 năm 2023

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 1

SỐ LIỆU THIẾT KẾ ĐỀ TÀI 2

CHƯƠNG 1 TÍNH CÔNG SUẤT, CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG 3

1.1 TÍNH CÔNG SUẤT, CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 3

1.1.1 Xác định công suất tương đương ( công suất tính toán ): 3

1.1.2 Hiệu suất chung của hệ thống truyền động: 3

1.1.3 Công suất cần thiết của động cơ: 3

1.1.4 Số vòng quay trên trục của thùng trộn: 3

1.1.5 Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống: 3

1.1.6 Số vòng quay sơ bộ của động cơ: 3

1.1.7 Chọn động cơ điện, bảng thông số động cơ điện: 3

1.1.8 Phân phối tỉ số truyền: 4

1.2 LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH: 4

1.2.1 Tính công suất trên các trục: 4

1.2.2 Tính toán số vòng quay trên các trục: 4

1.2.3 Tính toán moment xoắn trên các trục: 5

2.1.8 Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong một giây: 7

2.1.9 Góc ôm đai bánh đai nhỏ: 7

2.1.10 Các hệ số sử dụng: 7

2.1.11 Chiều rộng bánh đai và đường kính ngoài da của các bánh đai: 8

2.1.12 Lực căng đai ban đầu: 8

2.1.13 Hệ số ma sát: 8

2.1.14 Lực tác dụng lên trục: 9

2.1.15 Ứng suất lớn nhất trong dây đai: 9

2.1.16 Tuổi thọ đai: 9

2.2 TÍNH TOÁN NỐI TRỤC ĐÀN HỒI: 10

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC ( BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG ) 11

3.1 BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH: 11

3.1.1 Chọn vật liệu: 11

3.1.2 Số chu kỳ làm việc cơ sở: 12

3.1.3 Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng xuất uốn: 12

3.1.4 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng: 14

3.1.5 Tính toán khoảng cách trục aw: 14

3.1.6 Xác định các thông số ăn khớp: 14

3.1.7 Xác định các thông số hình học của bộ truyền: 15

3.1.8 Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác cho bộ truyền: 15

3.1.9 Gía trị các lực tác dụng lên bộ truyền: 16

3.1.10 Hệ số tải trọng động: 16

3.1.11 Tính và kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: 16

3.1.12 Tính và kiểm nghiệm ứng xuất uốn: 17

3.2 BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM: 19

3.2.1 Chọn vật liệu: 19

3.2.2 Số chu kì làm việc cơ sở: 20

3.2.3 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: 20

3.2.4 Xác định úng xuất uốn cho phép: 21

3.2.5 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng: 22

3.2.6 Tính toán khoảng cách trục aw: 22

3.2.7 Xác định các thông số ăn khớp: 23

3.2.8 Xác định các thông số hình học của bộ truyền: 23

3.2.9 Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác cho bộ truyền: 24

3.2.10 Gía trị các lực tác dụng lên bộ truyền: 24

3.2.11 Hệ số tải trọng động: 24

3.2.12 Kiểm nghiệm ứng xuất tiếp xúc: 24

3.2.13 Kiểm nghiệm ứng suất uốn: 25

CHƯƠNG 4 TÍNH TOÁN TRỤC VÀ CHỌN THEN 27

4.1 Chọn vật liệu trục và ứng xuất xoắn cho phép [ 𝜏 ] 27

4.2 Thiết kế sơ bộ đường kính trục theo moment xoắn: 27

4.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực: 28

b) Chọn then lắp trên trục và kiểm nghiệm then: 45

CHƯƠNG 5 TÍNH TOÁN, LỰC CHỌN Ổ LĂN 46

5.1 TRỤC I 46

5.1.1 Chọn loại ổ lăn: 46

5.1.2 Phản lực tại các ổ: 47

5.1.3 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ: 47

5.1.4 Kiểm nghiệm khả năng tải tỉnh của ổ: 48

5.1.5 Xác định số vòng quay tới hạn của ổ: 48

5.2 TRỤC II 49

5.2.1 Chọn loại ổ lăn: 49

5.2.2 Phản lực tại các ổ: 49

5.2.3 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ: 49

5.2.4 Kiểm nghiệm khả năng tải tỉnh của ổ: 50

5.2.5 Xác định số vòng quay tới hạn của ổ: 50

5.3 TRỤC III 51

5.3.1 Chọn loại ổ lăn: 51

5.3.2 Phản lực tại các ổ: 51

5.3.3 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ: 52

5.3.4 Kiểm nghiệm khả năng tải tỉnh của ổ: 53

5.3.5 Xác định số vòng quay tới hạn của ổ: 53

CHƯƠNG 6 CHỌN THÂN MÁY VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ, CHỌN DẦU, PHƯƠNG PHÁP BÔI TRƠN VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP 54

6.1 THIẾT KẾ KẾT CẤU VỎ HỘP GIẢM TỐC: 54

6.3 CHỌN DẦU, PHƯƠNG PHÁP BÔI TRƠN: 62

6.3.1 Phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc: 62

6.3.2 Dầu bôi trơn hộp giảm tốc: 62

6.4 DUNG SAI LẮP GHÉP: 62

6.4.1 Dung sai và lắp ghép bánh răng: 62

6.4.2 Dung sai lắp ghép ổ lăn: 62

6.4.3 Dung sai khi lắp nắp ổ vào thân hộp: 62

6.4.4 Dung sai khi lắp vòng chắn dầu: 64

6.4.5 Dung sai khi lắp vòng lò xo ( bạc chắn ) trên trục tùy động: 65

LỜI NÓI ĐẦU

Đất nước ta đang trên đà phát triển, do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trò quan trọng trong công cuộc công nghiệp hóa, hiện đại hóa đất nước Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là làm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao động của người lao động một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm an toàn cho người lao động trong quá trình làm việc Để tạo nền tảng tốt cho bước phát triển trong tương lai, chúng ta cần đầu tư, nghiên cứu, giáo dục, phát triển khoa học kĩ thuật một tư duy sáng tạo ở mọi lúc, mọi nơi trong mọi lĩnh vực của cuộc sống

Đồ án chi tiết máy giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như: Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật 1&2, sức bền vật liệu, dung sai và kỹ thuật đo lường,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí Đồ án môn học chi tiết máy là một trong các đồ án có tầm quan trọng nhất đối với một sinh viên khoa Cơ Khí

Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết có công dụng chung, nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết kế các chi tiết máy, làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này

Trong quá trình thực hiện đồ án, chúng em nhận được sự chỉ dẫn rất tận tình của thầy Th.S Lê Quang Vinh Sự giúp đỡ của thầy là nguồn động lực to lớn cho chúng em ngày càng vững tin hơn trước những thử thách mà chúng em phải mở rộng đón nhận trên con đường sắp tới

Do đây là bản thiết kế kĩ thuật đầu tiên mà chúng em thực hiện nên chắc chắn sẽ mắc phải những thiếu sót, sai lầm Em rất mong nhận được sự góp ý chân thành từ thầy Em xin chân thành cảm ơn

Sinh viên thực hiện

Nguyễn Minh Thông

SỐ LIỆU THIẾT KẾ ĐỀ TÀI

Đề số 11: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN

Phương án số: 10

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:

1-Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2-Bộ truyền đai thang; 3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh; 4- Nối trục đàn hồi; 5- Thùng trộn (Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ)

Bảng số liệu thiết kế: Đề 11 phương án 10

CHƯƠNG I: Tính Công Suất, Chọn Động Cơ Và Phân Phối Tỉ Số

1.1 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

𝑃𝑡 = 𝑃𝑡𝑑 = √∑ (𝑛𝑖 𝑇𝑖𝑇)2

∑ 𝑇𝑛𝑖 𝑖 = P √(𝑇1𝑇)2 𝑡1+ (𝑇2𝑇)2 𝑡2+ (𝑇3𝑇)2 𝑡3

𝑡1+ 𝑡2+ 𝑡3 = 5 √(

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 :

Uđ = 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 số động cơ điện:

Động cơ điện được chọn phải có công suất Pđc và số vòng quay đồng bộ thỏa mãn điều kiện:

{Pⅆc ≥ Pnct = 5,07 kWⅆc ≈ nSb

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

Kiểu động cơ

Công suất (kW)

Vận tốc quay

(v/p) Cos α η% 𝑇𝑚𝑎𝑥𝑇𝑑𝑛⁄ 𝑇𝑘

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:

Uđ = 𝑈𝑐ℎ

𝑈ℎ = 35,625

10 = 3,56 - Sai số cho phép về tỉ số truyền:

Ut = Uđ U1 U2 = 3,56.3,58.2,79 = 35,58 ∆u = |𝑈𝑐ℎ−𝑈𝑡|

𝑈𝑐ℎ = |35,625−35,58|

35,625 100% = 0,126% < 4% (TL1/49) => Thỏa mãn điều kiện cho phép

1.2 LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH: 1.2.1 Tính công suất trên các trục:

Plv = 5 (kW) P3 = 𝑃𝑙𝑣

𝜂𝑜𝑙.𝜂𝑘𝑛 = 5

0,99.0,98 = 5,15 (kW) P2 = 𝑃3

η𝑏𝑟2.η𝑜𝑙 = 5,15

0,97.0,99 = 5,36 (kW) P1 = 𝑃2

η𝑏𝑟12 .η𝑜𝑙 = 5,36

0,972.0,99 = 5,75 (kW) Pđc = 𝑃1

η𝑑.η𝑜𝑙 = 5,75

0.95.0,99 = 6,11 (kW)

1.2.2 Tính toán số vòng quay trên các trục:

nđc = 1425 (v/phút) 𝑛1 =𝑛đ𝑐

𝑢đ = 14254 = 356,25 (v/ phút) 𝑛2 = 𝑛1

𝑢1 = 356,25

3,58 = 99,5 (v/ phút) 𝑛3 = 𝑛2

𝑢2 = 117,28

2,79 = 35,66 (v/ phút) nlv = 40 (vg/ phút)

1.2.3 Tính toán moment xoắn trên các trục:

T1 = 9,55.106.𝑃1

𝑛1 = 9,55.106 5,75356,25= 154140,35 Nmm T2 = 9,55.106.𝑃2

𝑛2 = 9,55.106 5,3699,5= 514452,26 Nmm T3 = 9,55.106.𝑃3

𝑛3 = 9,55.106 5,1535,66= 1379206,39 Nmm Tct = 9,55.106 𝑃𝑙𝑣

𝑛𝑙𝑣 = 9,55.106.5

40 =1193750 Nmm Tđc= 9,55.106.𝑃đ𝑐

𝑛đ𝑐 = 9,55.106.6,111425= 40947,7 Nmm

+ Công suất bộ truyền: Pđc = 6,11 kW + Số vòng quay : nđc = 1425 v/ph + Momen xoắn :Tđc = 40947,7 Nmm + Tỷ số truyền :Uđ = 4

Theo hình 4.22a (TL3) trang 167

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

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

đai hiệu Ký mm bp

bo mm

h mm

Yo mm

A1 mm2

Chiều dài

đai mm 𝑑 mm 1𝑚𝑖𝑛Đai

Ut = 𝑑2

𝑑(1−𝜀) = 710

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

∆u = |𝑢−𝑢𝑡|

𝑢 100% = |4−4,02 |

4 100% = 0,5% < 4%

=> 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 2 (d1+d2) ≥ a ≥ 0,55(d1+d2) + h

<=> 2 (180+710) ≥ a ≥ 0,55 (180+710)+10,5 <=> 1780 ≥ a ≥ 500 (mm)

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

2.1.6 Chiều dài đai theo khoảng cách trục a:

Chiều dài tính toán của đai L= 2a + 𝜋.(𝑑1+𝑑2)

2 + (𝑑2−𝑑1)2

4𝑎 = 2.674,5+3,14.(180+710)

2 + (710 − 180)24.674,5 = 2850 mm

Theo bảng 4.13 TL(1) trang 59 ta chọn chiều dài L = 2800 mm = 2,8 m ( thường dùng)

2.1.7 Tính lại khoản cách trục:

K = L-π (ⅆ1+ⅆ2)

2 = 2800-3,14 180+710

2 = 1402,7 mm ∆= 𝑑2−𝑑1

2 = 265 mm a = 𝐾 + √𝐾2 − 8∆2

= 1402,7 + √(1402,7)2−8.26524

2.1.10 Các hệ số sử dụng:

Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai Ca = 1,24.(1-𝑒−𝑎1/110) = 0,87

Hệ số ảnh hưởng đến vận tốc Cv = 1- 0,05.(0,01v2 -1) =1-0,05.(0.01.13,432 -1) = 0,96

Hệ số xét đến ảnh hưởng tỷ số truyền Cu =1,14 vì u = 4 > 2,5 (TL3 trang 165)

Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai cz, ta chọn sơ bộ = 1

Hệ số xét đến ảnh hưởng tải trọng Cr = 0,8 (tải va đập nhẹ và làm việc 1 ca) Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai

CL = √𝐿𝐿

6 = 6√28002240 = 1,038

Tra bảng 4.8 TL3 trang 163 với d =180 mm và v =13,43 m/s

Vì v1 = 13,43 dựa vào bản 4.8 TL(3) trang 163 ta lấy v2 =10, v3 =15, P2 =3,51 P3 = 4,66 khi d =180 mm

<=> 𝑉1−𝑉2

𝑉3−𝑉2 = [𝑃0]−𝑃2𝑃3−𝑃2<=> 13,43−10

15−10 = [𝑃0]−3,514,66−3,51

P0 = 4,2989 kW khi d=180mm, L0 = 2240 (mm) V=13,43 m/s và đai loại B

Số dây đai được tính theo công thức Z ≥ Pđ𝑐

4,2989 0,87 1,14 1.1,038.0,8 0,96 =1,79 => Chọn z=2 đai Với z =2 => Cz = 0,95 ( TL3, trang 165)

Thế Cz = 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 da của bánh đai:

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

da2 = d2 + 2ho = 710 + 2.4,2 =718,4 (mm)

2.1.12 Lực căng đai ban đầu:

Đối với đai thang σ ≤ 1,5MPa theo TL3 trang 149 F = A [𝜎0] = z.A.[𝜎0]= 2.138.1,5 = 414 N

=> lực căng mỗi dây đai 𝐹0 = 𝐹𝑧 =414

2 = 207 N Lực vòng có ích

𝐹𝑣 = 1000.𝑃đ𝑐

𝑉 = 1000.6,11

13,43 = 454,95 N Lực vòng mỗi dây đai 𝐹𝑡 = 𝐹𝑉

𝐹0 ≥ Ftefa+1

2efa−1 <=> 2𝐹0 𝑒𝑓𝑎 - 2.𝐹0 ≥ Ft 𝑒𝑓𝑎+ 𝐹𝑡𝑒𝑓𝑎 (2𝐹0 - 𝐹𝑡) ≥ 2𝐹0 + 𝐹𝑡

𝑒𝑓𝑎 ≥ 2𝐹0+𝐹𝑡2𝐹0−𝐹𝑡

Suy ra hệ số ma sát nhỏ nhất f ≥ 1

𝐴 là ứng suất do lực căng ban đầu gây ra 𝜎𝑡 = 𝐹𝑡

𝐴 là ứng suất có ích sinh ra trong đai 𝜎𝑣 = 𝐹𝑣

𝐴 = P.𝑣12.10−6 là ứng suất do lực căng gây nên

Trong đó: P là khối lượng riêng của đai, chọn P≈ 1000 Kg/𝑚3Đối với đai thang 𝜎𝑢1 = ε E = 2𝑌0

=> thỏa mãn điều kiện cho phép với đai thang

2.1.16 Tính tuổi thọ theo giờ:

Ta có:

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

1072.3600𝑖 = (

Bề rộng bánh đai B = 44 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

Moment danh nghĩa truyền qua nối trục T = T3 = 1379,206 Nm

Hệ số chế độ làm việc: K=1,5 Tra bảng 16.1 [TL2]

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:

dc lc Ren z d0 l0 1379,20639 63 210 120 40 40 6 18 20 M12 8 35 42 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: 𝜎F = 𝑘.𝑇.𝑙𝑐

0,1.𝑑𝑐3.𝐷0.𝑧 =1,5.1379206,39.200,1.183.210.8 = 42,23 𝑀𝑃𝑎 ≤ [σ]F =70 MPa Kiểm tra điều kiện bền dập giữa chốt và vòng cao su

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

[𝜎]F= 60÷70 MPa

Lực khớp nối tác dụng lên trục Fr=(0,1÷0,3).Ft= (0,1÷0,3)2𝑇𝐷

=(0,1÷0,3).2.1379206,39210=(1313,53÷3940,59) N Ta chọn Fr = 3940,59 N

CHƯƠNG 3 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC (BỘ TRUYỀN

BÁNH RĂNG)

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

⚫ Công suất P1 = 5,75 kW

⚫ Số vòng quay bánh dẫn n1 = 356,25 v/ph ⚫ Momen xoắn T1 = 154140,35 N

⚫ Tỷ số truyền U1 = 3,58 ⚫ Tuổi thọ Lh (giờ) Lh = La.365.Kn.24.Kng =5.365.170

365.24.1.824 = 6800 giờ

Bảng 6.13 TL3 trang 249 với thép C45 và HB = 180 ÷ 350 ta có:

Đối với bánh dẫn:

σOHlim1 = 2HB1 + 70 = 2.260+70 = 590 MPa SH1 = 1,1

σOFlim1 = 1,8 HB1 = 1,8.260 = 468 MPa SF1 = 1,75

Đối với bánh bị dẫn:

σOHlim2 = 2HB2 + 70 = 2.230+170 = 530 MPa SH2 = 1,1

σOFlim2 = 1,8 HB2 = 1,8.230 = 414 MPa SF2 = 1,75

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 tính theo ứng suất uốn

3.1.2 Tính chu kỳ làm việc cơ sở:

NHO1 = 30 𝐻𝐵12,4 = 30.2602,4 = 1,9 10-7 chu kỳ

NHO2 = 30 𝐻𝐵22,4 = 30.2302,4 1,4.107 chu kỳ Theo TL3 trang 253 đối với tất cả loại thép NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kỳ

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

Ta có :

TCk = t1 + t2 + t3 = 13+27+15 = 55s Lh = 6800 giờ, n1 =356,25 v/ph

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

mH = 6 (bậc của đường cong mỏi)

55+ (0,8)3.2755+ (0,7)3.1555] 356,25.6800 =8,5.107 chu kỳ

=> NHE2 = 𝑁𝐻𝐸1

𝑈1 = 8,5.107

3,58 = 2,37.107 chu kỳ Trong đó : t1 = 13

𝑡𝑐𝑘 = 1355.Lh t2 = 27

𝑡𝑐𝑘 = 2755.Lh

t3 = 1555.tck.𝐿ℎ

𝑡𝑐𝑘 = 1555.Lh

Ứng suất tiếp xúc được tính theo công thức [σH] = 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚.0.9

=> NHE2 > NHO2 => KHL2 =1 (2,37.107 > 1,4.107)

Đối với bánh dẫn [CH1] = σ𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚1.0,9

𝑆𝐻1 𝐾𝐻𝐿1 = 590.0,9

1,1 = 482,7 MPa Đối với bánh bị dẫn

[σh2] = σ𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚2.0,9

𝑆𝐻2 KHL2 = 530.0,9

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

[σH] = 0,5.√[σ𝐻12 ] + [σ𝐻22 ]

= 0,5 √(482,7)2+ (433,6)2 = 324,4 MPa

So sánh điều kiện (6.41) TL3 trang 252 [σH]min < [σH] <1,25 [σH]min

=> NFE1 = 60.c [(𝑇𝑇)6 𝑡1+ (0,8𝑇𝑇 )6𝑡2+ (0,7𝑇𝑇 )6 𝑡3] 𝑛𝑖 𝐿ℎ = 60 [(1)6.1355+ (0,8)6 27

55+ (0,7)6.1555] 356,25.6800 = 5,8.107 chu kỳ

NFE2 = 𝑁𝐹𝐸1

𝑈1 = 5,8.107

3,58 = 1,62.107 chu kỳ Vì NFE1 > NFO1 => KFL1 = 1

NFE2 > NFO2 => KFL2 = 1

Ứng suất uốn được tính theo công thức [σF] = σ𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚

𝑆𝐹 KFL

Đối với bánh dẫn [σF1] = σ𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚1

𝑆𝐹1 KFL1 =468

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

[σF2] = σ𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚2

𝑆𝐹2 KFL2 =414

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

[σH]max = 2,8.σch2 = 2,8.450 = 1260 MPa [σF1]max = 0,8.σch1 = 0,8.580 = 464 MPa [σF2]max = 0,8.σch2 = 0,8.450 = 360 MPa

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 = ψ𝑏𝑎(𝑢+1)

3.1.5 Tính 𝒂𝛚:

𝑎ω= 43(u+1) √ 𝑇1.𝐾𝐻𝐵ψ𝑏𝑎.[σH]2.𝑢

= 43(3,58+1) √3 0,315.433,6154140,35.1,052.3,58 = 180 mm

Với T1=154140,35

Tiêu chuẩn ta chọn 𝑎ω = 200mm (ưu tiên)

3.1.6 Tính thông số ăn khớp: Tính momen pháp mn :

Dựa vào công thức 6.68a TL23 trang 260 khi H1 H2 < 350HB => mn = (0,01 ÷ 0,02) 𝑎ω = (0,01÷ 0,02).200

<=> cos40° ≤ mnz1(u+1)

2aω ≤ cos30° <=> 2aω.cos40°

mn(u+1) ≤ z1 ≤2aω.cos30°mn(u+1)<=> 2.200.cos40°

3.(3,58+1) ≤ z1 ≤ 2.200.cos30°3.(3,58+1)<=> 22,3 ≤ z1 ≤ 25,2 Ta chọn z1 =25 răng

Số bánh răng bị dẫn Z2= u1.z1 = 3,58.25= 89,5 răng Ta chọn z2 = 89 răng

Tính góc nghiên răng:

β = arccos 𝑚𝑛(𝑧1+𝑧2)

2aω = arccos 3.(25+89)

2.200 = 31,24° Thỏa điều kiện 30° ≤ β ≤ 40°

3.1.7 Xác định thông số hình học bộ truyền: Đường kính vòng chia:

d1 = 𝑧1𝑚𝑛

𝑐𝑜𝑠𝛽 = 25.3

𝑐𝑜𝑠31,24 = 87,72 mm d2 = 𝑧2𝑚𝑛

𝑐𝑜𝑠𝛽 = 89.3

𝑐𝑜𝑠31,24 = 312,28 mm

Đường kính vòng lăn:

𝑑ω1 = d1 = 87,72 mm 𝑑ω2 = d2 = 312,28 mm

Đường kính vòng đỉnh:

𝑑a1 = d1 + 2mn = 87,72 + 2 3 = 93,72 mm 𝑑𝑎2 = 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 - 2,5.3=304,78 mm

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

V= 𝜋𝑑1𝑛1

60000 = 𝜋.87,72.356,25

60000 = 1,64 m/s Theo bảng 6.3 TL3 trang 230

v< vmax (1,64 < 6 m/s ) răng nghiên nên ta chọn cấp chính xác là 9 với vmax = 6m/s

3.1.9 Tính lực tác dụng lên bộ truyền:

- Lực vòng : Ft1 = Ft2 = 2𝑇1

𝑑1 = 2.154140,35

87,72 = 3514,37 N - Lực dọc trục : Fa1 = Fa2 = Ft1 tanβ

=3514,37.tan(31,24°) =2133,55 N

-Lực hướng tâm: Fr1 = Fr2 =𝐹𝑡1.𝑡𝑎𝑛(𝑎𝑛𝜔)𝑐𝑜𝑠𝛽 =3514,37.𝑡𝑎𝑛20°

𝑐𝑜𝑠31,24° = 1496,05 N -Lực pháp tuyến: Fn2 = Fn1 = 𝐹𝑡1

𝑐𝑜𝑠(𝑎𝑛𝜔).𝑐𝑜𝑠𝛽 = 3514,37

𝑐𝑜𝑠(20).cos (31,24) = 4374,16 N Theo hình 6.3 TL1 trang 103 𝑎𝑛𝜔 = 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 KHV =1,027

KFV = 1,054

3.1.11 Tính và kiểm nghiệm giá trị ứng xuất tiếp xúc:

Ta có: Zm = 274 MPa theo bảng 6.5 TL1 đối với vật liệu thép-thép CT 6.87 [TL3] trang 276:

ZH =√ 𝑠𝑖𝑛2𝑎2 𝑐𝑜𝑠𝛽

𝑡𝜔 = √ 2 cos (31,24)𝑠𝑖𝑛(2.23,06) = 1,54 Với 𝑎𝑡𝜔 được tính theo công thức Tan𝑎𝑡𝜔 =tan𝑎𝑛𝜔

𝑐𝑜𝑠𝛽 <=> tan𝑎𝑡𝜔 = 𝑡𝑎𝑛20𝑐𝑜𝑠31,24<=> tan𝑎𝑡𝜔 = 0,425 =>𝑎𝑡𝜔 =23,06° ( 𝑎𝑡𝜔) là góc ăn khớp trong mặt ngang Công thức 6.88 [TL3] trang 276

𝜀𝑎 là hệ số trùng khớp ngang

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

= 1,04.1,027.1,13 = 1,207

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

dw1 = d1 =87,72 mm

BW = φbd 𝑑ω1 = 0,72.87,72 = 63,16 Dựa vào công thức 6.86 [TL3] ta có: σ𝐻 = 𝑍𝑀𝑍𝐻𝑍𝜀

𝑑𝜔1 √2𝑇1𝐾𝐻(𝑢𝑚+1)𝑏𝜔𝑢𝑚= 274.1,54.0,82

87,72 √2.154140,35.1,207.(3,56+1 )63,16.3,56= 342,65 Mpa

Tính lại ứng suất tiếp xúc:

Dựa vào công thức 6.39 [TL3] trang 252: => [𝜎𝐻] = 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚 𝐾𝐻𝐿𝑍𝑅𝑍𝑉𝐾𝑥𝐻𝐾𝐿

𝑆𝐻Lấy 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚1 = 590MPa

hệ số ảnh hưởng độ nhám bề mặt ZR= 1

Do HB ≤ 350 => Zv = 0,85.v0,1 = 0,85 1,640,1 = 0,89Hệ số ảnh hưởng đến điều kiện bôi trơn KL=1

Kxh = √1,05 − 𝑑1

104 = √1,05 − 87,72104= 1,02

=> [𝜎𝐻] = 590.1.1.0,89.1.1,021,1 = 486,91 MPa

=> 𝜎𝐻 < [𝜎𝐻] (342,65 < 486,91Mpa) => điều kiện tiếp xúc được thỏa

3.1.12 Tính và kiểm nghiệm ứng suất uốn:

Tính số răng tương đương của bánh răng nhỏ răng lớn:

Zv1 = 𝑍1

𝑐𝑜𝑠3𝛽 = 𝑐𝑜𝑠32531,24 =40 Zv2 = 𝑍2

𝑧𝑣 -27,9.0

𝑧𝑣 + 0,092x0 = 3,47 +13,2𝑧𝑣

𝛾𝐹1 = 267,4

3,8 =70,37 Bánh bị dẫn

KFa = 1 vì ncx ≥ 9

Hệ số ảnh hưởng trùng khớp ngang 𝛾𝜀 = 1

120= 1- 63,16.𝑠𝑖𝑛(31,24)

𝜋.3 31,24𝜋

180.120 = 0,98 + Lực vòng Ft = 3514,37 N + γF2 = 3,56

=> σF = 𝛾𝐹2𝐹𝑡𝐾𝐹𝛾𝜀𝛾𝛽

𝑏𝜔𝑚𝑛 =3,56.3514,37.1,138.0,68.0,9863,16.3

KFc= 1 (vì quay 1 chiều) Lấy σFlim1 = 468 MPa

=> [σF] = σFlim𝐾𝐹𝐿.𝑌𝑅.𝑌𝑥.𝑌𝛿.𝐾𝐹𝐶𝑆𝐹= 468.1.1.1,035.1,023.1

1,75= 283,2 MPa

Ta thấy σF < [σF] (50,07 < 283,2 MPa) => Độ bền uốn được thỏa

Tuổi thọ Lh (giờ) được xác định theo công thức: Lh = La 365.Kn 24.Kng = 5.365.170

24=6800 (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

H1≥ H2 + (10 ÷ 15)HB

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

HB2 = 192÷240, có 𝜎 b2 = 750MPa, 𝜎 ch2 = 480MPa Với vật liệu đã chọn như trên, ta chọn độ rắn:

𝜎 𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚1 = 1,8HB1 = 1,8.260 = 468 MPa sF1 = 1,75

Đối với bánh bị dẫn:

𝜎 𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚2 = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa sH2 = 1,1

𝜎 𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚2 = 1,8HB2 = 1,8.230 = 414 MPa sF2 = 1,75

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 kỳ cơ sở sF – Hệ số an toàn khi tính theo ứng suất uốn

3.2.2 Số chu kỳ làm việc cơ sở:

NHO = 30.𝐻𝐵2,4

NHO1=30HB12,4=30.2602,4=1,9.107chu kỳNHO2=30HB22,4=30.2302,4=1,4.107chu kỳVà NFO1=NFO2=5.106

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

Hệ số tuổi thọ 𝐾𝐻𝐿 được xác định theo công thức: KHL= √𝑁𝐻𝑂

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]:

Trong đó 𝑡𝑐𝑘 = 𝑡1 + 𝑡2 + 𝑡3=13+ 27+ 15=55(s) 𝑡1=13

𝑡𝑐𝑘=1355.Lh 𝑡2=27

55 Tck 𝐿ℎ

𝑡𝑐𝑘=2755 Lh 𝑡3=15

1555.Lh

Với Lh=6800 (giờ) ( đã tính ở trên) Từ đây suy ra

𝑁𝐻E1=60.99,5.6800[(𝑇𝑇)3 1355+(0,8𝑇𝑇 )3 2755+(0,7𝑇𝑇 )3 1555 ] NHE1=2,35.107 (chu kỳ)

NHE2= 𝑁𝐻𝐸1

𝑢2 =2,35.107

2,79 =8,4.106 (chu kỳ) Vì NHE1>NHO1 cho nên KHL1=1

NHE2<NHO2 cho nên KHL2=√6 1,4.108,4.1076 =1,088

b) Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ có thể được xác định theo công thức:

Với 𝑁𝐹𝐸là 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 (6.49) TL[3]:

=60n2 [(𝑇𝑇)6t1+(0,8𝑇𝑇 )6t2+(0,7𝑇𝑇 )6t3]

Trong đó 𝑡𝑐𝑘 = 𝑡1 + 𝑡2 + 𝑡3=13+ 27+ 15=55(s) 𝑡1 =13

𝑡𝑐𝑘=1355.Lh 𝑡2 =27

𝑡𝑐𝑘=2755.Lh 𝑡3 =15

𝑡𝑐𝑘=1555.Lh Với Lh= 6800 (giờ) Từ đây suy ra

55+(0,8𝑇𝑇 )6 2755+(0,7𝑇𝑇 )6 1555] NFE1=1,61.107chu kỳ

𝑢2 =1,61.107

2,79 = 5,77.106chu kỳ Vì NFE1> 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

𝑆𝐹 𝐾𝐹𝐿1=468

1,75 = 267,42 MPa Đối với bánh bị dẫn

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 Ψ𝑏𝑎 cấp chậm lớn hơn cấp nhanh ( 20-30 )% nên:

Ψ𝑏𝑎 = 0,4 Ψ𝑏𝑑=Ψ𝑏𝑎.(𝑢+1)

2 = 0,4.(2,79+1)2 = 0,76 Hệ số tập trung tải trọng 𝐾𝛽

Theo bảng 6.4 TL[3], ứng với Ψ𝑏𝑑= 0,76 bánh răng nằm đối xứng ổ trục, HB < 350, bằng phương pháp nội suy, ta được:

𝐾𝐻𝛽=1,022 𝐾𝐹𝛽=1,038

3.2.6 Tính toán khoảng cách trục 𝒂𝒘:

Khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng được xác định

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

𝑢+1 = 2,79+1200 = 52,77(răng) Ta chọn z1 = 53 (răng)

=> z2 = 200 – 53= 147 (răng)

Tính toán lại tỉ số truyền thực: um =𝑧2

53=2,774 Sai số tương đối tỉ số truyền:

∆𝑢 =|𝑢−𝑢𝑚|

𝑢 100%=|2,79−2,774|

2,79 100% = 0,573 %

Thỏa điều kiện sai số ∆𝑢 ≤ 2÷3% Khoảng cách trục :

𝒂𝒘= 𝑚(𝑧1+𝑧2)

2 = 2,5(53+147)2 = 200 (mm) Vậy, ta không cần dịch chuyển bánh răng

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

+ Chiều cao răng: h = 2,25.m = 2,25.2,5 = 5,625 mm

+ 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 + Chiều rộng vành 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: Lực vòng: Ft1 = Ft2 = 2𝑇2

𝑑1.2 = 2.514452,26132,5.2 = 3882,66 N

Lực hướng tâm: Fr1 = Fr2 = Ft1.𝑡𝑔𝛼𝑛𝑤 =3882,66.𝑡𝑔 20𝑜 = 1413,17 (N)

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

KHV=1,06 KFV=1,11

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

𝑑𝑤1𝑏𝑤𝑢𝑚 ≤[𝜎𝐻] [𝜎𝐻]=𝑍𝑀𝑍𝐻𝑍𝜀

2)]cos𝛽 = [1,88-3,2(1

53+1471 )].cos0=1,8

Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức (6.39) TL[3]: [𝜎𝐻]=𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚.𝐾𝐻𝐿.𝑍𝑅.𝑍𝑉.𝐾1.𝐾𝑋𝐻

𝑆𝐻Trong đó:

+ 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: ZV=0,85𝑣0,1=0,85.0,550,1= 0,8

+ 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:

KXH =√1,05 −𝑑𝑤1

104 = √1,05 −132,5104 =1,02 => [𝜎𝐻] = 580.1 .1 . 0,8 .1 .1,02

1,1 = 430,25 MPa Ta thấy 𝜎𝐻=385,45 MPa <[𝜎𝐻] =430,25 MPa 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]: 𝑌𝐹=3,47+13,2

𝑧 −27,9𝑥𝑧 + 0,092𝑥2=> 𝑌𝐹1=3,47+13,2

𝑧1 =3,47+13,2

53 =3,72 => 𝑌𝐹2=3,47+13,2

𝑧2 =3,47+13,2

147=3,56

Đặc tính so sánh độ bền uốn các bánh răng: + Bánh dẫn [𝜎𝐹1]

𝑌𝐹1 =252

3,72= 67,74 + Bánh bị dẫn [𝜎𝐹2]

𝑌𝐹2 =236,6

3,56= 66,46

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: 𝜎𝐹 = 𝑌𝐹2.𝐹𝑡.𝐾𝐹

𝑏𝑤𝑚 ≤ [𝜎𝐹]

Trong đó: Ứng suất uốn tính toán được xác định theo công thức: 𝜎𝐹 = 𝑌𝐹2.𝐹𝑡.𝐾𝐹

𝑏𝑤𝑚Với:

+ Hệ số tải trọng tính được tính theo công thức (6.21) TL[3], ta có: 𝐾𝐹= 𝐾𝐹𝛽 𝐾𝐹𝑉 𝐾𝐹𝛼 = 1,038.1,11.1= 1,152

𝑏𝑤𝑚 = 3,56.3882,66.1,152100.2,5 = 63,69 MPa

Tính lại ứng suất uốn cho phép theo công thức (6.52) TL[3], ta có [𝜎𝐹]=𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚𝐾𝐹𝐿.𝑌𝑅.𝑌𝑋.𝑌𝛿.𝐾𝐹𝐶

𝑆𝐹Trong đó:

+ 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:

1,75 =281,62 MPa Vì 𝜎𝐹=63,69 MPa < [𝜎𝐹]=281,62 MPa Do đó độ bền vốn được thỏa

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

đỉnh Bánh dẫn Bánh bị dẫn da1 da2 137,5 mm 372,5 mm ĐK vòng

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]: 𝜎b ≥ 600 MPa và 𝜎𝑐ℎ = 340 Mpa

- Ứng suất xoắn cho phép (Theo TL[3]): [𝜏] = 20÷25 MPa ( Lấy trị số nhỏ đối 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] = 20 MPa cho trục I [𝜏] = 25 MPa cho trục III

[𝜏] = 15 MPa đối với trục trung gian

4.2 Thiết kế sơ bộ đường kính trục theo moment xoắn:

Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức (10.4), đường kính trục thứ k với k = 1, 2, 3:

 𝑑1 ≥ √ 𝑇1

3 = 3√154140,350,2.20 = 33,77 mm

=> Chọn 𝑑1 = 35 mm theo tiêu chuẩn - Trục II: T2 = 514452,26 Nmm [𝜏] = 15 Mpa

 𝑑2 ≥ √ 𝑇2

3 = √3 514452,260,2.15 = 55,56 mm => Chọn 𝑑2 = 55 mm theo tiêu chuẩn - Trục III: T3 = 1379206,39 Nmm [𝜏] = 25 MPa

𝑑3 ≥ √ 𝑇3

3 = √3 1379206,390,2.25 = 65,1 mm => Chọn 𝑑3 = 65 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 đỡ và các điểm đặt lực:

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

• Trục II: + Chiều dài mayơ bánh bị dẫn của cặp bánh răng trụ răng 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 => Chọn lm22 = lm24 = 75 mm

+ Chiều dài mayơ bánh dẫn của cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm, theo công thức (10.10) 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 ổ đến 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 đỡ 0 đến chi tiết quay thứ i 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:

l11 = l21 = l31 = 374 mm l13 = l22 = 82 mm

l14 = l24 = 292 mm l12 = lc12 = 73 mm

4.4 Thiết kế trục:

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

=> Fx13 = Fx14 = Ft1 = 3514,37N Fy13 = Fy14 = Fr1 = 1496,05 N Fz13 = Fz14 = Fa1 = 2133,55 N

Trong mặt phẳng thẳng đứng YOZ, ta có: Phương trình cân bằng moment tại A:∑ 𝐌Ax=0

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

=≫ –1496,05.(374-292) –1496,05.(374-82)– Fly10 374+1520,5.(73+374)=0 =≫ Fly10 = –1496,05.(374−292)–1496,05.(374−82)+1520,5.(73+374)

Phương trình cân bằng lực theo trục y:

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

= 1496,05 +1496,05+321,23-1520,5 = 1792,83 N Trong mặt phẳng nằm ngang XOZ, ta có:

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

–Fx14(l11-l14) –Fx13(l11-l13)+Flx10.l11=0

=≫ –3514,37.(374-292) – 3514,37.(374-82)+ Flx10.374 = 0 =≫Flx10 = 3514,37.(374−292)+3514,37.(374−82)

Phương trình cân bằng lực theo trục x:

=≫ Flx11-Fx14-Fx13+Flx10=0

=≫ Flx11 = 3514,37+3514,37-3514,37=3514,37N =≫Flx10 = Flx11 = 3514,37

Moment xoắn : T13 = T14 =𝑇12

2 = 154140,352 = 77079,175 Nmm Ta có : r13=r14=𝑇13

𝐹𝑥13=77079,175

3514,37 = 21,93 mm AB = l11-l14 = 374-292 = 82 mm

BC = l14-l13 = 292-82 = 210 mm

Vẽ biểu đồ moment:

- Dựa vào biểu đồ nội lực tính moment uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo

công thức (10.6) TL[1]:

MAtđ = √𝑀𝑥𝐴2+ 𝑀𝑦𝑎2+ 0,75 𝑇𝐴2 = 0 + Tại B:

MBtđ = √𝑀𝑥𝐵2+ 𝑀𝑦𝐵2 + 0,75 𝑇𝐵2