đồ án thiết kế chi tiết máy đề 5 thiết kế trạm dẫn băng tải

BỘ GIAO THÔNG VẬN TẢITRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINHVIỆN CƠ KHÍCHUYÊN NGÀNH CƠ KHÍ Ô TÔ ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY HỌC KỲ 5ĐỀ 5: THIẾT KẾ TRẠM DẪN BĂNG TẢIGiảng

Chọn động cơ

Xác định công suất động cơ

 Dựa vào bảng 2.3 trang 19 tài liệu [1]

Hiệu suất truyền động: η = ηkn ηbr ηx ηol

- η = 1 : Hiệu suất truyền của nối trục đàn hồi.kn

- η = 0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.br

- η = 0,99 : Hiệu suất ổ lăn ( có 4 cặp ổ lăn ).ol

- η = 0,93 : Hiệu suất của bộ xích ống con lăn.x

 Tính công suất cần thiết của động cơ:

Công suất trên trục công tác: P = Plv max=7,9kW.

Công suất tương đương( đẳng trị ) trên trục công tác:

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Xác định số vòng quay sơ bộ của bộ truyền

 Dựa vào bảng 2.1 trang 21 tài liệu [1]:

Tỉ số truyền chung: uch = uh.ux

- : tỉ số truyền hộp giảm tốc hai cấp đồng trục ( chọn từ uh uh

- : tỉ số truyền bộ truyền xích( chọn từ 2-5);ux ux

Tra bảng 2.4 trang 21 tài liêu [1], chọn uh = 9, = ux 3

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

.nsb = nlv.uch = 55 27= 1485 (vòng/phút).

Chọn quy cách động cơ

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

Kiểu động cơ Công suất kW Vận tốc quay ( vg ph ¿ cosφ η% T max

Dựa vào bảng P1.3, trang 237 tài liệu [1]:

 Kiểm tra lại tỉ số truyền chung của hệ dẫn động:

Tính chính xác tỉ số truyền: ut = n dc n lv

= 1458 55 &,5 Ta chọn = 9( tỉ số truyền của hộp giảm tốc hai cấp đồng trục,uh u1=u2=√ u h = √ 9 = 3).

 ux = u ch u h = 26,5 9 = 2.94( tỷ số truyền của bộ truyền xích).

Kiểm tra sai số cho phép tỉ số truyền: Δu= 27 26,5 − 27 100 %=1,8 % [ s ] bộ truyền xích đảm bảo đủ độ bền.

Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục

 Xác định các thông số của đĩa xích:

 Theo công thức (5.17) và bảng 13.4 tài liệu [1]: Đường kính vòng chia:

 Với r = 0,5025 d l +0,05 = 0,5025.19.05+0,05=9,62mm và d l =¿19,05mm (Tra bảng 5.2 tài liệu [1])

 Kiểm nghiện độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức: δ H 1= 0,47.√ k r ( F t K đ + F vđ ) A k E d

+ k r = 0,42 (hệ số kể đến ảnh hương của số răng đĩa xích , phụ thuộc vào z);

+ A&2 mm 2 ( tra bảng 5.12 tài liệu [1]”);

Như vậy, dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [ δ H ]`0Mpa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 Tương tự, δ H2 ≤ [ δ H ] (với cùng vật liệu và nhiệt luyện).

 Xác định lực tác dụng lên các trục:

Theo công thức (5.20), tài liệu [1], ta có:

+ k x = 1,15 (bộ truyền nguyên với 1 góc < 40 0 ; + F t = 3649,53N;

Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích:

Thông số Kí hiệ u Đ ơn vị Kết quả tính toán

Loại xích - - Xích ống con lăn

Tỷ số truyền thực tế u - 2,92

Sai lệch tỉ số truyền Δu % 0,68 Đường kính vòng chia đĩa xích d 1 d 2 m m 253,3

Lực tác dụng lên trục

PHẦN C TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG:

Các Thông Số Kỹ Thuật:

Tổng thời gian làm việc L h $000 h , làm việc 2ca, 1ca 8h, 1 năm 300 ngày, thời gian 5 năm.

Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng) Tỉ số truyền u br1 =u 1= 3 Số vòng quay trục n 1 58 (vòng/phút)

Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng) Tỷ số truyền u br2 ¿u 2=3 Số vòng quay trục n 2= 486 (vòng/phút) Momen xoắn T 2= 159952,67Nmm

 Do không có yêu cầu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau.

 Theo bảng 6.1, trang 92, tài liệu [1] ta chọn:

Vật liệu Nhi ệt luyệ n

Giới hạn chảy σ ch Độ cứn g HB

Bá nh ch ủ độ ng

Bá nh bị độ ng

Tính Toán Các Ứng Suất Cho Phép

Xác định ứng suất tiếp xúc

 Theo bảng 6.2 tài liệu [1] thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180¿

- Chọn độ cứng: + Bánh răng chủ động: HB1 = 245 + Bánh răng bị động: HB2 = 230

- Ứng suất tiếp súc: σ Hlim

0 = 2.HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (Mpa) - Ứng suất uốn: σ Flim 0 =1,8 HB

Số chu kì làm việc cơ sở

 Theo công thức (6.5) trang 93 tài liệu [1]

 N HO2= 30.230 2,4 = 1,397.10 7 chu kì N FO1 =N FO =4 10 6 chu kì

Số chu kì làm việc tương đương

- Tuổi thọ L h =5 ×300 × 2× 8$000 (giờ) - Số chu kì làm việc tương đương, trong điều kiện tải trọng thay đổi:

Với : + T i : momen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét;

+ n i : số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét;

+ t i :tổng số thời gian làm việc ở chế độ i tại bánh răng đang xét;

+ c : số lần ăn khớp trong 1 vòng quay;

 Theo công thức (6.7) trang 93 tài liệu [1], ta có:

 Theo công thức (6.8) trang 93 tài liệu [1], ta có:

Ta thấy{ N N N N H E H E F E F E 1 2 1 2 >N >N >N >N H O H O F O F O 1 2 1 2 chọn  N HE =N HO để tính toán

 KHL1 = K = K = K = 1 ( HL2 FL1 FL2 K HL , K FL : hệ số tuổi thọ)

Ứng suất tiếp xúc cho phép

 Tính toán sơ bộ theo công thức (6.1a) trang 93 tài liệu [1], ta có:

+ S H = 1,1 ( hệ số an toàn tra bảng 6.2 trang 94 tài liệu [1])

Ứng suất uốn cho phép

 Tính toán sơ bộ theo công thức (6.2a) trang 93 tài liệu [1], ta có:

Với + S F = 1,75 ( hệ số an toàn trang bảng 6.2 trang 94 tài liệu [1]);

Ứng suất quá tải cho phép

 Theo công thức (6.13) trang 95 tài liệu [1], ta có ứng suất tiếp súc cho phép khi quá trải:

 Theo công thức (6.14) trang 96 tài liệu [1], ta có ứng suất uốn cho phép khi quá tải với HB ≤ 350 là:

Tính Toán Bộ Truyền Bánh Răng Cấp Chậm

Xác định khoảng cách trục

 Theo công thức (6.15a) trang 96 tài liệu [1], ta có: a w2 =K a ( u 1 +1) 3 √ [ σ H T K ] 2 u 2 Hβ ψ ba

Trong đó: + a w2 : khoảng cách giữa trục 2 với trục 3;

+ K a : hệ số phụ thuộc vào loại vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, tra bảng 6.5 trang 96 tài liệu [1] ta có K a = 43 ( MP a

+ T = T 2 : momen xoắn trên trục bánh răng chủ động, T 2

+ [ σ H ] : ứng suất tiếp xúc cho phép, [ σ H ]= 495,45 (MPa);

+ ψ ba = b w a w : độ rắn mặt làm viêc với b w là chiều rộng vành răng, theo bảng 6.6 trang 97 tài liệu [1] ta chọn ψ ba = 0,3 ÷

+ K H β : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Tra bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1] với sơ đồ 5 và ψ bd = 0,848 ta chọn K h β 1,11;

Xác định modun

 Theo công thức (6.17) trang 97 tài liệu [1], ta có: m = (0,01 ÷ 0,02) a w

Theo bảng 6.8 trang 99 tài liệu [1] ta chọn m = 2,5 (mm).

Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh

 Theo công thức (6.18) trang 103 tài liệu [1], ta có số răng bánh chủ động: z 3 = m (u+ 2.a w cos 1) β Trong đó:

+ vì là bộ truyền bánh răng nghiêng, ta chọn sơ bộ β 15 0 ; + m = 2,5 mm;

Ta có số răng bánh bị động: z 4 = z 3.u = 31.3 = 93 (răng).

Tính lại góc nghiêng β theo công thức (6.32) trang 103 tài liệu [1]:

 Cos β = 2,5.124 2.160  β ¿14,36 0  thỏa mãn yêu cầu β nằm trong khoảng 8 0 ÷20 0

Với bánh răng trụ răng nghiêng, vì có góc nghiêng β = 14,36 0  ta không cần thiết phải dịch chỉnh.

Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

 Theo công thức (6.33) trang 105 tài liệu [1], ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền: σ H = Z M Z H Z ε √ 2.T b 1 w K u d H (u w 2 +1) 1

+ Z M : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5 trang 96 tài liệu [1] ta được Z M = 274 MPa 1/3 ;

+ Z H : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.

Ta có: Z H = √ 2 cos sin 2a β tw b Ở dây, đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh a tw =a t = arctg( cos tg a β ) = arctg( tg(20 0 ) cos (14,36 0 )) = 20,59 0 Tg β b = cos a t tg β = cos(20,59 0 ).tg(14,36 0 ) = 0,24 góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở: β b = 13,47 0 ;

+ Z ε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, theo công thức (6.37) và (6.38b) trang 105 tài liệu [1] ta có:

Hệ số trùng khớp dọc: ε β = b w sinβ m π = a w ψ ba sin 16,26 0

Hệ số trùng khớp ngang: ε a = [1,88 – 3,2.( z 1

Với - K H β là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, K H β = 1,11;

- K H a là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, theo công thức (6.40) trang106 tài liệu [1] ta có:

Với - d w 3 = 2 a w2 u+1 = 2.160 3+1 = 80mm là đường kính vòng lăn bánh chủ động

 Theo bảng 6.13 trang 106 tài liệu 1, v = 2,03 (m/s) ≤ 4 (m/s) chọn cấp chính xác cho bánh răng là 9;

 Dựa vào bàng 6.14 trang 107 tài liệu [1], với v = 2,03 m/s và cấp chính xác là 9, ta chọn K H a = 1,13

- K H v là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, theo công thức (6.42) trang 107 tài liệu [1] ta có: v H = δ H g o v √ a u w

- δ H là hệ số kể đến ảnh gưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6.15 trang 107 tài liệu [1], ta được δ H = 0,002;

- g o là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 3 và 2, theo bảng 6.16 trang 107 tài liệu [1], ta được g o 73;

 Dựa vào công thức (6.41) trang 107 tài liệu [1], ta có:

 Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền: σ H = 274.1,718.0,769.√ 2 159952,67.1.288 (3+ 1)

 Theo công thức 6.1 trang 91 tài liệu [1], v = 2,03 m/s < 5 m/s  Z v = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám R a 1,25… 0,63 μm , do đó Z R = 1; với d a < 700mm, K xH = 1, do đó theo công thức (6.1) và (6.1a) tài liệu [1]:

 Với σ H = 419,23MPa < [ σ H ] = 495,45MPa, cặp bánh răng đảm bảo điều kiện bền.

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

 Theo bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1], ta chọn K F β = 1,23;

 Theo bảng 6.14 trang 107 tài liệu [1], với 2,5 m/s ≤ v ≤ 5 m/s và cấp chính xác 9 ta chọn K Fa = 1,4;

 Theo công thức (6.47) trang 109 tài liệu [1], ta có: v F = δ F g o v √ a u w

- theo bảng 6.15 trang 107 tài liệu [1], δ F = 0,006;

- theo bảng 6.16 trang 107 tài liệu [1], g o = 73;

 Theo công thức (6.46) trang 109 tài liệu [1], ta có hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:

Do đó hệ số tải trọng khi tính về uốn: K F = K Fv K Fa K F β = 1,06 1,4 1,23 1,825;

- Với ε a = 1,687, hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Y ε = ε 1 a

- Với β = 14,36 0 , hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y β = 1 - β

 Theo bảng 6.18 trang 109 tài liệu [1], ta được:

- Với m = 2,5mm, hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất: Y s = 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,016;

- Y R = 1 : hệ số xét đến độ nhám của mặt lượn chân răng;

- K xF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn, với d a ≤ 400  K xF = 1;

Do đó, theo công thức (6.2a) trang 93 tài liệu [1]:

 Thay các giá trị vào công thức (6.43) và (6.44) trang 108 tài liệu [1], ta được: σ F3 = 2.159952,67.1,825 0,592 0,897 3,7

 Cặp bánh răng đảm bảo độ bền uốn.

Kiểm nghiệm răng về quá tải

- Hệ số quả tải động cơ: K qt = T max

 Theo công thức (6.48) trang 110 tài liệu [1], ứng suất tiếp xúc cực đại: σ Hmax = σ H √ K qt = 419,23 √ 1,8 = 562,52MPa < [ σ H ] max = 1260 MPa ;

 Theo công thức (6.49) trang 110 tài liệu [1], ta có: σ Fmax = σ F K qt

 σ F3max = σ F3 K qt = 92,03.1,8 = 165,654MPa < [ σ F1] max = 464 MPa;

 σ F 4max = σ F4 K qt = 89,6.1,8 = 161,28MPa < [ σ F2 ] max = 360 MPa;

 Cặp bánh răng đảm bảo độ bền quá tải.

Thông số và kích thước bộ truyền

Chiều rộng vành răng b w3 = b w + 5 = 69mm b w 4 = 64mm

Số răng bánh răng z 3= 31 răng z 4 = 93 răng

Hệ số dịch chỉnh x 3 =0 x 4 =0 Đường kính vòng chia d 3 =m z 3 cosβ = 2,5.

93 cos 14,36 ( 0 ) = 240mm Đường kính đỉnh răng d a 3 = d 3 + 2m 80+2.2,5 = 85mm d a4 = d 4 + 2m = 240 +2.2,5 = 245mm Đường kính đáy d f 3 =d 3 −2,5m = 80 – d f 4 =d 4 −2,5m = 240– răng 2,5.2,5 = 73,75mm 2,5.2,5 = 233,75mm

Tính Toán Bộ Truyền Bánh Răng Cấp Nhanh

Xác Định Khoảng Cách Trục

- Vì là hộp giảm tốc hai cấp đồng trục, nên khoảng cách giữa trục 1 với trục 2 bằng khoảng cách giữa trục 2 với trục 3;

Theo bảng 6.8 trang 99 tài liệu [1] ta chọn m = 2,5 (mm).

Xác định số răng, khớp nghiêng và hệ số dịch chỉnh

 Theo công thức (6.18) trang 103 tài liệu [1] ta có, số răng bánh chủ động: z 1 = m (u+ 2.a w cos 1) β Trong đó:

+ vì là bộ truyền bánh răng nghiêng, ta chọn sơ bộ β = 15 0 ; + m = 2,5 mm;

 Số răng bánh bị động: z 2 = z 1.u = 31.3 = 93(răng).

Tính lại góc nghiêng β theo công thức (6.32) trang 103 tài liệu [1]:

2.160  β = 14,36 0  thỏa mãn yêu cầu β nằm trong khoảng 8 0 ÷20 0

Với bánh răng trụ răng nghiêng, vì có góc nghiêng β = 14,36 0  ta không cần thiết phải dịch chỉnh.

4 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:

 Theo công thức (6.33) trang 105 tài liệu [1], ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền: σ H = Z M Z H Z ε √ 2.T b w K u d H (u+1) 2 w1

+ Z M : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5 trang 96 tài liệu [1] ta được Z M = 274 MPa 1/3 ; + Z H : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.

Z H = √ 2 cos sin 2a β tw b Ở dây, đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh a tw =a t arctg( cos tg a β ) = arctg( tg(20 0 ) cos (14,36 0 )) = 20,59 0

Tg β b = cos a t tg β = cos(20,59 0 ).tg(14,36 0 ) = 0,239 góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở: β b = 13,47 0 ;

+ Z ε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, theo công thức(6.37) và (6.38b) trang 105 tài liệu [1] ta có:

- Hệ số trùng khớp dọc: ε β = b w sinβ m π = a w ψ ba sin 10,94 0

- Hệ số trùng khớp ngang: ε a = [1,88 – 3,2.( z 1

- K H β là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, K H β = 1,07;

- K H a là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, theo công thức (6.40) trang 106 tài liệu [1] ta có: v = π d w1 n 1

Với: d w1 = 2 a w 1 u +1 = 2.160 3+1 = 80mmlà đường kính vòng lăn bánh chủ động

Theo bảng 6.13 trang 106 tài liệu 1, v = 6,01 (m/s) ≤ 10 m/s chọn cấp chính xác cho bánh răng là 8;

Dựa vào bàng 6.14 trang 107 tài liệu [1], với v = 6,01 m/s và cấp chính xác là 8, ta chọn K H a = 1,13

- K H v là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, theo công thức (6.42) trang 107 tài liệu [1] ta có: v H = δ H g o v √ a u w

- δ H là hệ số kể đến ảnh gưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6.15 trang 107 tài liệu [1], ta được δ H = 0,002;

- g o là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, theo bảng 6.16 trang 107 tài liệu [1], ta được g o = 56;

 Dựa vào công thức (6.41) trang 107 tài liệu [1], ta có:

 Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền: σ H = 274.1,718.0,768.√ 2 55544,58.1.435.(3+1)

 Với v = 6,01 (m/s) > thì Z v = 0,85 v 0,1 = 1,016, với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mặt tiếp xúc là 7, khi đó cần gia công với độ nhám là R a = 1,25 μm do đó Z R = 1, với dòng đỉnh răng là d a < 700mm, K xH = 1, do đó theo công thức (6.1) và (6.1a) tài liệu [1]:

[ σ H ] = [ σ H ] Z v Z R K xH = 495,45 1,016 1 1 = 503,37MPa Với σ H = 260,42 MPa < [ σ H ] = 503,37MPa

 Cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: σ F = 2.T 2 K b F Y ε Y β Y F 1 w d w 3 m ≤ [ σ F ]

 Theo bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1], ta chọn K F β = 1,16;

 Theo bảng 6.14 trang 107 tài liệu [1], với v = 6,01 m/s và cấp chính xác 8 ta chọn K Fa = 1,37;

 Theo công thức (6.47) trang 109 tài liệu [1], ta có: v F = δ F g o v √ a u w

Trong đó: - theo bảng 6.15 trang 107 tài liệu [1], δ F = 0,006;

- theo bảng 6.16 trang 107 tài liệu [1], g o = 56;

 Theo công thức (6.46) trang 109 tài liệu [1], ta có hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:

Do đó hệ số tải trọng khi tính về uốn: K F = K Fv K Fa K F β = 1,42 1,37 1,16 2,25;

- Với ε a = 1,687, hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Y ε = ε 1 a = 1,687 1 0,592;

- Với β = 14,36 0 , hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y β = 1 - β

 Theo bảng 6.18 trang 109 tài liệu [1], ta được:

- Với m = 2,5mm, hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất: Y s = 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,016;

- Y R = 1 : hệ số xét đến độ nhám của mặt lượn chân răng;

- K xF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn, với d a ≤ 400mm  K xF = 1;

Do đó, theo công thức (6.2a) trang 93 tài liệu [1]:

 Thay các giá trị vào công thức (6.43) và (6.44) trang 108 tài liệu [1], ta được: σ F1 = 2.55544,58.2,25 0,592 0,897 3,7

 Cặp bánh răng đảm bảo độ bền uốn.

Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

Hệ số quả tải động cơ: K qt = T max

 Theo công thức (6.48) trang 110 tài liệu [1], ứng suất tiếp xúc cực đại: σ Hmax = σ H √ K qt = 260,42 √ 1,8 = 349,39MPa < [ σ H ] max = 1260 MPa ;

 Theo công thức (6.49) trang 110 tài liệu [1], ta có: σ Fmax = σ F K qt

 σ F3max = σ F3 K qt = 39,4.1,8 = 70,92MPa < [ σ F1] max = 464 MPa;

 σ F 4max = σ F4 K qt = 38,3.1,8 = 68,94 MPa < [ σ F2] max = 360 MPa;

 Cặp bánh răng đảm bảo độ bền quá tải.

7 Thông số và kích thước bộ truyền:

Chiều rộng vành răng b w1 = b w + 5 = 69mm b w 2 = 64mm

Số răng bánh răng z 1= 31 răng z 2 = 93 răng

Hệ số dịch chỉnh x 1 =0 x 2 =0 Đường kính vòng chia d 1 =m z 1 cosβ = 2,5.

93 cos 14,36 ( 0 ) = 240mm Đường kính đỉnh răng d a 1 =d 1 +2 m = 80 +2.2,5 = 85mm d a2 =d 2 +2 m = 240 + 2.2,5 = 245mm Đường kính đáy răng d f d

PHẦN D TÍNH TOÁN CÁC CHI TIẾT MÁY:

Tính Toán Trục, Then

Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục: 24 2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

 Dựa vào bảng 6.1 trang 92 [1] chọn vật liệu để chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB 241…285, σ b 0 MPa và σ ch X0 Mpa ứng suất xoắn cho phép: [τ]…30 MPa (tr.188 [1]).

 Xác định sơ bộ đường kính trục thứ k theo công thức (10.9) trang 188 tài liệu [1] : d k = 3 √ 0,2 T k [ τ ]

 Tra bảng 10.2, trang 189, [1] ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo tiêu chuẩn:

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

 Dựa vào bảng 10.3 trang 189 tài liệu [1], ta có:

+ k 1 mm : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành; trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay;

+ k 2 mm : khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp;

+ k 3 mm : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ;

+ h n mm : chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông;

 Dựa vào bảng 10.3 và 10.4 tài liệu [1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực như sau:

Chiều dài mayơ bánh răng: lm12 = (1,2 ÷ 1,5).d1 = (1,2 ÷ 1,5).25 = (30 ÷ 37,5) Chọn lm12 = 35 mm; lm13 = (1,2÷1,5)d = (1, 2÷1,5).25 = (30 ÷ 37,5) Chọn l1 m13 = 35 mm; lm22 = (1,2 ÷ 1,5).d2 = (1,2 ÷ 1,5).35 = (42 ÷ 52,5) Chọn lm22 = 45 mm; lm23 = (1,2 ÷ 1,5).d2 = (1,2 ÷ 1,5).35 = (42 ÷ 52,5) Chọn lm23 = 50 mm; lm32 = (1,2 ÷ 1,5).d3 = (1,2 ÷ 1,5).45 = (54 ÷ 67,5) Chọn lm32 = 60 mm; lm33 = (1,2 ÷ 1,5).d3 = (1,2 ÷ 1,5).45 = (54 ÷ 67,5) Chọn lm33 = 65 mm;

 Trục II: l 22 = l 13 = 51mm; l 23 = l 11 + l 32 + k 1+ b 2 = 102 + 67,5 + 15 + 21 = 205,5mm; l 21 = l 23 + l 32 = 205,5 + 67,5 = 273mm;

Lực tác dụng lên các trục

Dựa vào công thức (10.1) trang 184 tài liệu [1]:

Cặp bánh răng cấp nhanh:

Lực hướng tâm: F r1 = F r2 = F t1 tg α tw cos β = 1388,614 tg20,59 0 cos 14,36 0 = 538,493 (N);

Lực dọc trục: F a1 = F a2 = F t1 tgβ = 1388,614.tg14,36 0 = 355,502(N);

Cặp bánh răng cấp chậm:

Lực hướng tâm: F r3 = F r4 = F t3 tg α tw cos β = 3998,816 tg20,59 0 cos 14,36 0 = 1550,709 (N);Lực dọc trục: F a3 = F a4 = F t3 tg β = 3998,816.tg14,36 0 = 1023,746(N);

Xác Định Lực Tác Dụng Lên Trục, Đường Kính Các Đoạn Trục

Trục I

Tra bảng 16-10a trang 68 tài liệu [2] ta có D o = 90mm, do đó ta được:

 Tính phản lực tại các ổ lăn:

- Trong mặt phẳng yOz, xét phương trình momen tại A:

- Hệ phương trình theo phương y:

- Trong mặt phẳng xOz, xét phương trình momen tại A

- Hệ phương trình theo trục x:

 Xác định momen tương đương, theo công thức (10.15) và (10.16) trang 194 tài liệu [1], ta có:

Công thức tính đường kính trục tại các tiết diện j là:

Theo bảng 10.5 trang 195 tài liệu [1], với đường kính sơ bộ d 1 = 25mm, ta chọn [σ] = 63 MPa.

 d c1= 3 √ 52018,653 0,1.63 ,21mm, theo tiêu chuẩn chọn đường kính trục lắp ổ lăn ta chọn d c1 = 40mm

+ tại D: Mx = 0, My = 0, TU544,58 (N.mm)

 d D1= 3 √ 48103,017 0,1.63 = 19,69mm, theo tiêu chuẩn chọn đường kính trục lắp khớp nối ta chọn d D1 = 30mm

+ tại B: Mx = 19419,627 (N.mm), My = 45309,675 (N.mm), T 55544,58 (N.mm)

 d B1= 3 √ 68876,62 0,1.63 = 22,19mm, theo tiêu chuẩn chọn đường kính trục lắp bánh răng ta chọn d B1 = 45mm

Trục Ⅱ

 Tính phản lực tại các ổ lăn:

- Trong mặt phẳng yOz, xét phương trình cân bằng momen tại A:

- Xét hệ phương trình theo trục Y:

- Trong mặt phẳng xOy, xét phương trình cân bằng momen tại A:

- Xét hệ phương trình theo trục x:

 Xác định momen tương đương, theo công thức (10.15) và (10.16) trang 194 tài liệu [1], ta có:

Công thức tính đường kính trục tại các tiết diện j là: dj= 3 √ 0,1 M tđj [σ ]

Theo bảng 10.5 trang 195 tài liệu [1], với đường kính sơ bộ d 2 35mm, ta chọn [σ] = 50 MPa.

+ tại C: Mx = 42142,524(N.mm), My = 7164,78(N.mm), T9952,67(N.mm)

 d c2= 3 √ 144968,854 0,1.50 = 30,72mm, theo tiêu chuẩn chọn đường kính trục lắp bánh răng ta chọn d c 2 = 50mm

+ tại B: Mx = 85244,365(N.mm), My = 185671,305(N.mm), T9952,67(N.mm)

 d B2= 3 √ 246838,161 0,1.50 = 36,68mm, theo tiêu chuẩn chọn đường kính trục lắp bánh răng ta chọn d B2 = 50mm

+ tại D: Mx = 0(N.mm), My = 0(N.mm), T9952,67(N.mm)

 d D2= 3 √ 138523,075 0,1.50 = 30,25mm, theo tiêu chuẩn chọn đường kính trục lắp ổ lăn ta chọn d D2 = 45mm

Trục Ⅲ

- Trong mặt phẳng yOz, xét phương trình cân bằng momen tại B:

- Xét hệ phương trình theo phương y:

- Trong mặt phẳng xOz, xét phương trình cân bằng lực momen tại B:

- Xét hệ phương trình theo phương x:

 Xác định momen tương đương, theo công thức (10.15) và (10.16) trang 194 tài liệu [1], ta có:

Công thức tính đường kính trục tại các tiết diện j là: dj= 3 √ 0,1 M tđj [σ ]

Theo bảng 10.5 trang 195 tài liệu [1], với đường kính sơ bộ d 3 45mm, ta chọn [σ] PMPa.

+ tại B: Mx = 356740,75(N.mm), My = 0(N.mm), TF0404,32(N.mm)

 d B3= 3 √ 535016,884 0,1.50 = 47,47 mm, theo tiêu chuẩn chọn đường kính trục lắp ổ lăn ta chọn d B3 = 55mm

+ tại C: Mx = 279846,661(N.mm), My = 134960,04(N.mm), TF0404,32(N.mm)

 d c3= 3 √ 505477,466 0,1.50 = 46,58mm, theo tiêu chuẩn chọn đường kính trục lắp bánh răng ta chọn d c 3 = 60mm

+ tại A: Mx = 0(N.mm), My = 0(N.mm), TF0404,32(N.mm)

 d A3= 3 √ 398721,837 0,1.50 = 43,04mm, theo tiêu chuẩn chọn đường kính trục lắp đĩa xích ta chọn d A3 = 52mm

Tính Kiểm Nghiệm Độ Bền Mỏi Của Then

Chọn then ở những vị trí bánh răng, bánh xích và khớp nối.

Chiều dài then l t = (0,8 ÷ 0,9).lm ( sau đó chọn chiều dài theo tiêu chuẩn ).

- Tại khớp nối của trục Ⅰ: l t = (0,8 ÷ 0,9).35 = (28 ÷ 31,5)=>Chọn lt = 28 mm.

- Tại bánh răng trụ răng nghiêng nhỏ trên trục Ⅰ : l t = (0,8 ÷

- Tại bánh răng trụ răng nghiêng lớn trên trục Ⅱ : l t = (0,8 ÷

- Tại bánh răng trụ răng nghiêng nhỏ trên trục Ⅱ : l t = (0,8 ÷

- Tại bánh răng trụ răng nghiêng lớn trên trục Ⅲ : l t = (0,8 ÷

- Tại bánh xích : l t = (0,8 ÷ 0,9).65 = (52 ÷ 58,5)=>Chọn ltVmm.

Then chọn phải thỏa mãn điều kiện cắt và dập theo công thức (9.1) và (9.2) trang 173 tài liệu [1]:

(Khi và không thỏa mãn điều kiện trên thì ta tăng chiều dài mayơ l , nếu không được có thể sử dụng 2 then đặt cách m nhau 180 , khi đó mỗi then có thể tiếp nhận 0,75T.) o Với l = (0,8÷0,9).lt m, llv = l – bt

- ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa - d: đường kính trục, mm, xác định được khi tính trục - T: mômen xoắn trên trục, Nmm

- lt: chiều dài then - b, h, t: các kích thước của then - [d]: ứng suất dập cho phép, MPa - [c]: ứng suất cắt cho phép

 Tính và chọn theo tiêu chuẩn ta có chiều dài then được cho trong bảng 9.1a trang 173 tài liệu [1]:

Ta có bảng kiểm nghiệm then như sau:

Với tải va đập nhẹ, dạng lắp cố định:

[σd] = 100 (MPa) Bảng 9.5 trang 178 tài liệu [1].

Khi đó tất cả các mối ghép then đều đảm bảo yêu cầu về độ bền dập và độ bền cắt

Bảng 4.1: Các thông số của các then bằng khi trục có 2 then

Kiểm Nghiệm Độ Bền Của Trục

Thép C45 tôi cải thiện có: σ b ≥ 850 Mpa

Theo bảng 10.7 tài liệu trang 197 [1]: ψ σ =0,1;❑ψ τ =0,05 Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi:

Theo công thức 10.19 tài liệu [1]:

Trong đó: [S] = 1,5…2,5 là hệ số an toàn cho phép

- S σj : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp Theo công thức 10.20 tài liệu [1]:

- S τj : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện J Theo công thức 10.21 tài liệu [1]:

- Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ đối xứng Do đó theo công thức 10.22 tài liệu [1]: σ mj =0 ; σ aj =σ max j = M j ƯW j

- Vì trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động Do đó theo công thức 10.23 tài lệu [1]: τ mj =τ aj = τ max j

Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm:

Các ổ lăn lắp ghép trên trục theo kiểu k6, lắp bánh đai, nối trục, bánh răng theo kiểu k6 kết hợp lắp then.

Kích thước then bằng, trị số mômen cản uốn và mômen xoắn ứng với các tiết diện như sau: (kích thước của then tra theo bảng 9.1; trị số mômen cản uốn và mômen xoắn tương đương tra theo bảng 10.6 tài liệu [1])

Bảng 4.2: Trục có 2 rãnh then Tiết diện Đường kính trục(mm) b x h t 1 W j (mm 3 ) W oj (mm ) 3 d D1 30 10 x 8 5 1609,052 4259,77 d B1 45 14 x 9 5,5 6276,414 15222,59 d B2 50 16 x 10 6 8554,726 20826,572 d C2 50 16 x 10 6 8554,726 20826,572 d C3 60 18 x 11 7 15306,85 36512,6 d A3 52 16 x 10 6 10527,771 23701,854

Xác định hệ số K σ aj và K τ aj đối với các tiết nguy hiểm:

- Theo công thức 10.25 và 10.26 tài liệu [1]:

- Các trục gia công trên máy tiện Tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đặt

Ra = 2,5…0,63 μm Theo bảng 10.8 tài liệu trang 199 [1] hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt σ b 0 =¿ k = 1,1.x

- Không dùng các phương pháp tăng bề mặt nên k = 1y

- Dùng dao phay ngón để gia công các rãnh then nên từ bảng 10.12 tài liệu trang 199 [1] ta có:

K τ =1,88 Theo bảng 10.10 tài liệu [1] ta có các thông số sau dD1 = 30 mm  ε σ = 0,88; ε τ = 0,81 dB1 = 45 mm  ε σ = 0,85; ε τ = 0,78 dB2 = 50 mm  ε σ = 0,81; ε τ = 0,76 dC2 = 50mm  ε σ = 0,81; ε τ = 0,76 dC3= 60 mm  ε σ = 0,81; ε τ = 0,76 dA3 = 52mm  ε σ = 0,81; ε τ = 0,76

- Theo bảng 10.11 tài liệu [1] ta tra được

K τ ε τ do lắp căng tại các tiết diện nguy hiểm.

- Từ bảng 4.4 và 4.5 và công thức bảng 10.6, công thức (10.19),

(10.20), (10.25), (10.26) ta tìm được các giá trị sau: S σ ; S τ ; σ aj

Bảng 4.3: Kết quả kiểm nghiệm

- Như vậy các tiết diện nguy hiểm trên cả 3 trục đều đảm bảo an toàn về độ bền mỏi.

Trục Ⅰ

Phản lực tại các ổ

Tại gối A: R Ax 8,425( N ) , R Ay 80,777( N ) - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên gối A:

Tại gối C: R Cx 0,189( N ) , R Cy 7,716( N ) - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên gối A:

2 = √ 200,189 2 + 157,716 2 = 254,852 (N )Vì F > F nên ta tính toán chọn ổ cho ổ A.RA RC

Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:

Theo công thức (11.3) trang 214 tài liệu [1]:

Fr: Tải trọng hướng tâm (kN).

Fa: Tải trọng dọc trục.

V: Hệ số kể đến vòng nào quay V = 1 Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ (t F rD nên ta tính toán chọn ổ cho ổ B.

2 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:

Kiểm nghiệm khả năng tải di động của ổ

Theo công thức (11.3) : Q = (V.X.F + Y.Fr a).K Kt d

Fr: Tải trọng hướng tâm (kN).

Fa: Tải trọng dọc trục.

V: Hệ số kể đến vòng nào quay V = 1 Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ (t 6 (mm). a Khoảng cách trục lớn nhất (a0mm)

=> δ = 0,03.160 + 3 = 7,8(mm) => chọn δ = 8 mmChiều dày nắp hộp : δ 1= 0,9.δ =0,9.8=7,2 (mm) Chọn δ = 7 (mm) 1

Gân tăng cứng cho vỏ hộp

Chiều cao h : h< 58, lấy h = 45 (mm). Độ dốc khoảng 2 0

Đường kính các bulong

Bu lông cạnh ổ: d = (0,72 ÷ 0,8).d1 = (10,5 ÷ 12) (mm) => Chọn d = 2

Bu lông ghép bích nắp và thân: d = (0,8 3 ÷ 0,9).d = (9,6 2 ÷ 10,8) (mm) => Chọn d = 10 (mm).3

Vít ghép nắp ổ : d = (0,6 4 ÷ 0,7).d = (7,2 2 ÷ 8,4) (mm) => Chọn d =4

Vít ghép nắp cửa thăm : d = (0,5 5 ÷ 0,6).d = (6 2 ÷ 7,2) (mm) =>

Mặt bích nắp và thân

Chiều dày bích thân hộp : S = (1,4 3 ÷ 1,8 ).d = (14 3 ÷ 18) (mm)

Chiều dày bích nắp hộp : S = ( 0,9 4 ÷ 1 ).S = (14,4 3 ÷ 16) (mm)

Bề rộng bích nắp và thân :

Với K : bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ.2

Với: tâm lỗ bu lông cạnh ổ E = 1,6.d = 19,2 (mm); R = 1,3.d = 15,6 2 2 2 2

Mặt đế hộp

Chiều dày mặt đế hộp có phần lồi :

= 16 mm Bề rộng mặt đế hộp : K = 3.d = 3.15 = 45 mm.1 1 q ≥ K +2.δ = 45 + 2.8= 61mm.1

Khe hở giữa các chi tiết

Giữa bánh răng với thành trong hộp : ∆ ≥ (1 ÷ 1,2).8 = (8 ÷ 9,6)

Giữa đỉnh bánh răng lớn nhất với đáy hộp : ∆ 1 ≥ (3 ÷ 5).8 = (24 ÷

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau : ∆ ≥ δ => chọn ∆ = 10 (mm).

Kích thước gối trục

Gối trục cần phải đủ độ cứng để không ảnh hưởng đến sự làm việc của ổ Đường kính ngoài của gối trục (D ) được chọn theo kích thươc nắp ổ.3

Dựa vào kích thước các trục đã tính toán trong phần thiết kế ổ lăn và bảng 18-2 tài liệu [2] ta tra kích thước gối trục :

Số lượng bulong nền Z

Các Chi Tiết Phụ

Nút thông hơi

Các thông số trong bảng 18.6 trang 93 tài liệu [2]:

Nút tháo dầu

Chọn M20x2.Các thông số trong bảng 18.7 tài liệu [2] trang 93 d b m f L c q D S D0

Que thăm dầu

Dùng kiểm tra dầu trong hộp giảm tốc.Vị trí lắp đặt nghiêng 55 so 0 với mặt bên, kích thước theo tiêu chuẩn.

Bulong vòng

Để nâng, vận chuyển HGT, trên nắp và thân thường được lắp thêm bu lông vòng hoặc chế tạo vòng móc Ta chọn cách chế tạo bu lông vòng trên nắp hộp giảm tốc Sử dụng Bulong vòngM12.

Bôi trơn

Khi ổ được bôi trơn đúng kỹ thuật sẽ hạn chế được mài mòn bởi vì chất bôi trơn sẽ giúp tránh không để các chi tiết kim loại tiếp xúc trực tiếp với nhau, ma sát trong ổ sẽ giảm, khả năng chống mài mòn của ổ tăng lên, khả năng thoát nhiệt tốt hơn bảo vệ bề mặt không bị han gỉ, đồng thời giảm được tiếng ồn.

Dựa vào số vòng quay và nhiệt độ làm việc của ổ ta chọn loại mỡ tra vào ổ lăn Ta thấy số vòng quay của ổ khi làm việc thuộc loại nhỏ và trung bình nên lượng mỡ cho vào chiếm 2/3 khoảng trống của ổ.

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 hỏng, cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc.

Ta chọn loại dầu bôi trơn trong hộp là loại AK15 độ nhớt của dầu ở 50 C 0 để bôi trơn bánh răng Dựa vào vận tốc vòng và h ta chọn loại dầu có độ nhớt là 57/8

Chọn Cấp Chính Xác Chế Tạo, Chọn Kiểu Lắp

Dựa vào kết cấu làm việc, chết dộ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta chọn các kiểu lắp ghép sau:

 Dung sai và lắp ghép bánh răng:

Chịu tải vừa , thay đổi va đập nhẹ vì thế ta chọn kiểu lắp trung gian H7/k6.

 Dung sai lắp ghép ổ lăn:

Khi lắp ổ lăn ta cần lưu ý:

- Lắp vòng trong trên trục theo hệ thống lỗ, lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục

- Để các vòng ổ không trơn trựơt theo bề mặt trục hoặc lỗ hộp khi làm việc, chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay

- Đối với các vòng không quay ta sử dụng kiểu lắp có độ hở.

Chính vì vậy mà khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép k6, còn khi lắp ổ lăn vào vỏ ta chon H7.

 Dung sai khi lắp vòng chắn dầu:

Chọn kiểu lắp trung gian H7/j 6 để thuận tiện cho quá trình s tháo lắp.

 Dung sai khi lắp vòng lò xo ( bạc chắn ) trên trục tuỳ động:

Vì bạc chỉ có tác dụng chặn các chi tiết trên trục nên ta chọn chế độ lắp có độ hở H8/h7.

 Dung sai lắp ghép then lên trục:

Theo chiều rộng ta chọn kiểu lắp trên trục là P9 và kiểu lắp trên bạc là D10

Bảng Thống Kê Các Kiểu Lắp, Trị Số Sai Lệch Giới Hạn Và Dung Sai Các Kiểu Lắp

Bảng dung sai lắp ghép bánh răng

Sai lệch giới hạn trên (μm)

Sai lệch giới hạn dưới (μm) N max

Bảng dung sai lắp ghép ổ lăn

Sai lệch giới hạn (μm) es ei

Bảng dung sai lắp ghép ổ bi

Chi tiết Kích thước (mm)

Các kiểu lắp ghép trong bộ truyền và sai lệch giới hạn của các chi tiết khác

STT Mối ghép giữa các chi tiết Trục

1 Vòng ngoài ổ với ống lót hay vỏ hộp

Bảng dung sai và lắp ghép mối then

Sai lệch giới hạn của chiều rộng rãnh then

Chiều sâu rãnh then Trên trục, t1 Trên bạc, t2

D10 t1 Sai lệch giới hạn t2 Sai lệch giới hạn 10x8 (khớp nối )