Thuyết minh tính toán thiết kế Đồ Án truyền Động cơ khí – prmd310523

Tính toán công suất và tốc độ của trục công tác 2.. Tính toán vỏ hộp, xác định kết cấu các chi tiết máy, chọn khớp nối và các chi tiết phụ 7.. Tính toán công suất, tốc độ trục công tác

Tính toán công suất, tốc độ trục công tác

Thông số đầu vào

- Loại vật liệu vận chuyển: Muối

Công suất trên trục công tác

Công suất trên trục vít tải, P t (kW) [2]

Q = 35 tấn h , năng suất vận chuyển

L = 11 m, chiều dài vận chuyển ω = 4, hệ số cản trở chuyển động của vật liệu vận chuyển (Xi măng)[1] λ = 20 × π

Tốc độ quay trục công tác

Tốc độ quay trục công tác, n lv vòng/phút [2] n lv = 4Q

Hệ số K được xác định là 0,8, phản ánh sự phụ thuộc vào bước vít trong quá trình vận chuyển liệu khó, mài mòn Khối lượng riêng của liệu vận chuyển, cụ thể là xi măng, là ρ = 1,8 tấn/m³ Hệ số điền đầy cho muối được tính là ψ = 0,125, trong khi hệ số c, phụ thuộc vào góc nghiên của vít tải, là 0,8.

Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền

Thông số đầu vào

- Công suất trục vít tải, P t = 4,3783 kW

- Số vòng quay trục vít, n lv = 157,4 vòng/phút

Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền

- Công suất trên trục động cơ [2]

Hệ thống truyền động có hiệu suất tổng cộng là 0,86, tương đương với 5,0487 kW Các yếu tố ảnh hưởng đến hiệu suất bao gồm: hiệu suất bộ truyền xích (hở) η x = 0,95, hiệu suất truyền động của một cặp ổ lăn η ol = 0,99, hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (kín) η br = 0,96 và hiệu suất nối trục η kn = 0,98 Tất cả các yếu tố này đóng góp vào hiệu suất truyền toàn hệ thống.

- Phân phối tỉ số truyền u sb = u x × u br - tỉ số truyền sơ bộ

Chọn sơ bộ u x = 2,38 - tỉ số truyền bộ truyền xích u br = 4 - tỉ số truyền bộ truyền bánh răng u sb = 9,53

- Số vòng quay sơ bộ cần thiết nsb= usb× nlv= 9,53 × 157,4 = 1500 vòng/phút

Chọn động cơ không đồng bộ 3 pha, rotor lòng sóc [3]

Bảng 2-1: Thông số động cơ 3 pha Brand name

Output power Speed Voltage/Freq Type desination/

T max /T n ABB 5,5 kW 1461 rpm 380V/50Hz M3BP 132SMF 4/ 3GBP 132 260-ADK 2,5 3,4

- Tính sai lệch tỉ số truyền sơ bộ [2]

Kiểm tra đặc tính kỹ thuật động cơ

P đc = 5,5 ≥ P ctđc = 5,0487 → thỏa n sb = 1500 ≈ n đb = 1500 → thỏa

- Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền chung của hệ thống u ch =n đc n lv = 9,28

- Sử dụng bảng tỉ số truyền tiêu chuẩn bộ truyền bánh răng [2] chọn u br = 4,00 Tính tỉ số truyền bộ truyền ngoài

Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động

- Công suất trục công tác (trục III)

- Công suất cần thiết trên trục động cơ

- Số vòng quay trục 1 n 1 = n đc = 1461 vòng/phút

- Số vòng quay trục 2 n 2 = n 1 u br = 365,25 vòng/phút

- Số vòng quay trục công tác n ct =n 2 u x = 157,44 vòng/phút

- Moment xoắn của trục động cơ

- Moment xoắn của trục công tác

Bảng 2-2 Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động

Tính toán, thiết kế bộ truyền xích

Thông số đầu vào

- P = P 2 = 4,7023 kW, công suất cần thiết trên trục xích dẫn

- u = u x = 2,32, tỉ số truyền bộ truyền xích

- n = n 2 = 365,25 vòng/phút, số vòng quay trục xích dẫn

Chọn loại xích

Xích con lăn có độ bền mòn cao hơn xích ống, đồng thời chế tạo đơn giản hơn xích răng, vì vậy nó được sử dụng phổ biến trong nhiều ứng dụng Để tìm hiểu thêm về thông số hình học của xích con lăn, bạn có thể tham khảo bảng 5.2 trong tài liệu [2].

Xác định các thông số xích, bộ truyền xích

- Tính chọn số răng đĩa xích

Số răng bánh bị dẫn: z 2 = u x × z 1 = 2,32 × 25 = 58

Tỷ số truyền thực bộ truyền xích: u xtt =z 2 z1

Theo bảng 5.5 trang 81, với n 01 = 200 (vòng/phút), hệ số k được tính bằng công thức k = k 0 × k a × k đc × k bt × k đ × k c, cho giá trị k = 2.41 Trong đó, k 0 = 1 là hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền (đến 60 độ), k a = 1 là hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích (30 ÷ 50)p, k bt = 1,3 là hệ số ảnh hưởng của bôi trơn, k đc = 1,1 là hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích (đĩa căng hoặc con lăn xích), k đ = 1,35 là hệ số tải trọng động của vít tải, và k c = 1,25 là hệ số ảnh hưởng của chế độ làm việc của bộ truyền (2 ca).

Trục Thông số Động cơ (cần thiết) Trục 1 Trục 2 Trục máy công tác

8 Đường kính chốt, d 0 = 7,95 mm Chiều dài ống, B = 22,61 mm

- Tính khoảng cách trục và số mắt xích [2]

Chọn: a = 40p = 1016 mm Theo công thức 5.12 trang 85[2], số mắt xích: x = 2a p + (z 1 + z 2 )

Theo công thức 5.13 trang 85[2], Khoảng cách trục tính toán: a ∗ = 0.25p {x c − 0,5(z 1 + z 2 ) + √[x c − 0,5(z 1 + z 2 )] 2 − 2 [ z 2 – z 1 π ] 2 } = 1020mm

∆a = 0,002a ∗ = 2,04 Khoảng cách trục a = a ∗ − ∆a = 1018 mm Trong đó a = 1018 mm p = 25,4 mm z 1 = 25 răng

Kiểm nghiệm bền

- Kiểm nghiệm điều kiện số lần va đập [2]

Theo công thức 5.14 trang 85[2], Số lần va đập bản lề xích trong 1 giây: i = z 1 n 15x c % × 365,25

15 × 122 = 4,9 ≤ [i] = 30 Tra bảng 5.9 trang 85[2] ứng với p %,4 ta có [i] = 30(lần/1s)

- Tính kiểm nghiệm xích về độ bền [2] Điều khiện bền theo hệ số an toàn s = Q k đ F t +F 0 +F v = 31,76 ≥ [s] = 9,3 (công thức 5.15[2])

Q = 56700N, tải trọng phá hỏng (Tra bảng 5.2 trang 78) k đ = 1,35, hệ số tải trọng động

F v = q v 2 (N) = 38,85N lực căng do lực li tâm sinh ra, trong đó q = 2,6 là khối lượng một mét xích

F 0 = 9,81 k f q a (N) = 103,86N, lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra k f = 4 hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và bố trí bộ truyền [2]

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

- Xác định đường kính vòng chia đĩa xích, (công thức 5.17[2]) Đường kính bánh xích dẫn d1= p sin (π z 1 )= 25,4 sin (π

25)= 203mm Đường kính bánh xích bị dẫn d 2 = p sin (π z 2 )= 25,4 sin (π

57)= 461mm Tính lực tác dụng lên trục, (theo công thức 5.20 trang 88[2])

9 k x = 1,15 do bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng bé hơn 40 0

Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền xich

Bảng 3-1: Thông số kỹ thuật bộ truyền

Thông số Kí hiệu Giá trị Đơn vị

Công suất trên trục dẫn P 4,7023 kW

Số vòng quay trục dẫn n 2 356,25 rpm

Tỉ số truyền thực tế uxtt 2,28

Loại xích Xích con lăn

Số răng đĩa xích dẫn z1 25 răng

Số răng đĩa xích bị dẫn z 2 57 răng

Khoảng cách trục a 1018 mm Đường kính vòng chia đĩa xích dẫn d 1 203 mm Đường kính vòng chia đĩa xích bị dẫn d 2 461 mm

Lực tác dụng lên trục Fr 1399 N

Tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng

Thông số đầu vào

Công suất trên trục bánh răng dẫn, P 1 = 4,9477 kW

Tốc độ quay trục bánh răng dẫn, n = n 1 = 1461 vòng/phút

Tốc độ quay trục bánh rang bị dẫn, n 2 = 365,25 vòng/phút

Tốc độ quay trục công tác, n lv = 157,4 vòng/phút

Tỉ số truyền thực tế bộ truyền ngoài, uxtt= 2,28

Mô men xoắn trên trục bánh răng dẫn, T 1 = 32341 Nmm

Thời gian làm việc, L H = 18000 giờ

4.2 Bảng thông tin vật liệu, theo bảng (6.1) trang 92[2]

Bảng 4-1: Bảng thông tin vật liệu của bánh răng

Vật liệu Nhiệt luyện Độ cứng Giới hạn bền Giới hạn chảy

BR bị dẫn 45 Thường hóa 170 600 340

4.3 Xác định ứng xuất cho phép a) Chọn độ cứng HB1, HB2

HB2 = 170 b) Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép, (theo công thức 6.1a trang 93[2])

Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng dẫn và bánh răng bị dẫn được xác định bằng các công thức σ Hlim1 o = 2 HB 1 + 70 = 430 HB và σ Hlim2 o = 2 HB 2 + 70 = 410 HB Các giá trị này tương ứng với số chu kỳ cơ sở và được trình bày trong bảng 6.2 [1].

SH= 1,1: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, bảng 6.2 [1]

Hệ số tuổi thọ (N HE > N Ho) được xác định dựa trên thời gian phục vụ, theo công thức 6.5 trang 93 với N HO = 30 Trong đó, HB 2,4 tương ứng với số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thực hiện thử nghiệm tiếp xúc.

N HE = 60 c n L H = 1577880000: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Với n = 1461 v/ph m H = 6 bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc (sử dụng cho trường hợp độ cứng HB ≤ 350) c) Xác định ứng suất uốn cho phép

Tính [σ F1 ] và [σ F2 ] [2]: (theo công thức 6.1b trang 93[2])

Trong đó σ Flim1 o = 1,8 HB 1 = 324 HB σ Flim2 o = 1,8 HB 2 = 306 HB ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, bảng 6.2 [2]

[σ F1 ]: ứng suất uốn cho phép bánh răng dẫn [σ F2 ]: ứng suất uốn cho phép bánh răng bị dẫn

S H = 1,1: hệ số an toàn khi tính về uốn, bảng 6.2 [2]

K FC = 1: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

= 1: hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng

Với N FO = 4 10 6 ∶ số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử uốn

N FE = 60 c n L F = 1577880000: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương m F = 6: bậc đường cong mỏi khi thử về uốn (HB ≤ 350) d) Ứng suất cho phép khi quá tải

4.4 Tính chọn khoảng cách trục sơ bộ [2] a w = K a (u + 1) [ T K

Trong đó a w : khoảng cách trục

T 1 = 32341 N mm: moment xoắn trên trục chủ động [σ H ] = 372,73 MPa: Ứng suất tiếp xúc cho phép

K a = 49,5 MPa là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, bao gồm loại răng thẳng hoặc răng nghiêng Hệ số ψ ba = 0,315 thể hiện chiều rộng vành răng, phụ thuộc vào vị trí lắp bánh răng lên trục và độ cứng của vật liệu HB1, HB2.

K Hβ = 1,050: hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, (6.7[1]) Chọn a w = 145 mm

4.5 Xác định các thông số ăn khớp a) Xác định mô đun, m(mm) (6.17) [2] m = (0,01 ÷ 0,02) a w = 1,45 ÷ 2,9 Chọn m = 2 b) Xác định số răng

Số răng z 2 (6.20)[2] z 2 = u z 1 = 116 Chọn z 2 = 116 Tính lại khoảng cách trục a w =m(z 1 + z 2 )

Tỉ số truyền thực tế của bộ truyền bánh răng được tính bằng công thức \( u_{brtt} = \frac{z_2}{z_1} = 4 \) Để tính sai lệch tỉ số truyền, ta sử dụng công thức \( \frac{u_{brtt} - u_{br}}{u_{br}} \times 100\% = 0\% \) Ngoài ra, cần tính sai lệch tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống để đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu.

∆u hệ thống =u ch − u brtt × u xtt u ch × 100% = 1,744%

Trong đó: u ch = n đc nlv

Tốc độ quay của trục máy công tác đạt 157,44 rpm (157,4 v/ph), với năng suất u xtt = z2/z1 = 2,28 và tỉ số truyền thực của bộ truyền xích ubrtt = z2/z1 = 4, cũng như tỉ số truyền thực của bộ truyền bánh răng Để kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, cần tính ứng suất tiếp xúc σH và kiểm tra điều kiện bền theo công thức: σH = ZM ZH Zε √2 T1 KH (u ± 1) bw u dw1^2 = 361,34 MPa, đảm bảo rằng σH ≤ [σH] = 372,73 MPa.

3 = 0,868 ∶ theo công thức (6.36)[2] ε α = [1,88 − 3,2 (1 z 1 + 1 z 2 )] cos(β) = 1,742 Hệ số trùng khớp ngang

K Hv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp tính theo công thức (6.41) [2]:

Theo công thức 6.11 và bảng 6.13 trang 106, tốc độ đạt được là 4,43 m/s với giá trị 60000 Để xác định cấp chính xác, chọn cấp 8 với δH = 0,006, đồng thời hệ số g o = 56 được sử dụng để tính đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp và sai lệch các bước răng bánh.

1 và 2, tra bảng (6.16) b w = ψ ba a w = 45,675 mm, chiều rộng vành rang Trường hợp σ H < [σ H ], cần kiểm tra điều kiện:

372,73− 361,34 372,73 × 100% = 3,055% < 10% =>Thỏa điều kiện bền tiếp xúc 4.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn a) Tính ứng suất uốn σF, theo công thức 6.65[2]: σ F1 =2T1KFYεYβYF1

Y ε = 1 ε α = 0,574: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Y β = 1: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Y F1 = 3,82 , Y F2 = 3,6: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, tra bảng 6.18 [1]

K F = K Fβ K Fα K Fv = 2,08: hệ số tải trọng khi tính về uốn

K Fβ = 1,1: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7 [1]

K Fα = 1: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn

K Fv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn tính

Kiểm nghiệm bền răng về quá tải được thực hiện qua hai bước chính Đầu tiên, kiểm tra ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép theo công thức (6.48) cho kết quả σ Hmax = σ H √Kqt = 361,34 MPa, nhỏ hơn [σ H] max = 952 MPa Tiếp theo, kiểm tra ứng suất uốn cực đại cho phép theo công thức (6.49) cho kết quả σ Fmax = σ F K qt = 55,689 MPa, cũng nhỏ hơn [σ F] max = 272 MPa.

K qt = 1 Hệ số quá tải

4.9 Lực tác dụng khi ăn khớp [2] a) Lực vòng

Ft1= 2T 1 d w1 = Ft2= 1115,207N b) Lực hướng tâm

4.10 Bảng thông số kỹ thuật của bộ truyền động

Bảng 4-1: Thông số kỹ thuật của bộ truyền bánh răng trụ thẳng

Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị

Công suất trục bánh răng dẫn P1 4,9477 kW

Tốc độ quay của trục dẫn n1 1461 v/ph

Mô men xoắn trên trục dẫn T1 32341 Nmm

Tỉ số truyền (phân phối) ubr 4

Thời gian làm việc LH 18000 giờ

Khoảng cách trục aw 145 mm

Mô đun pháp/ mô đun mn hoặc m 2 mm

Tỉ số truyền thực tế ubrtt 4

Chiều rộng vành răng 𝑏 45,675 mm

Góc nghiêng (BR trụ thẳng không có) 𝛽 0 độ

Góc ăn khớp αtw 20 độ

Số răng bánh dẫn z1 29 răng

Bánh răng dẫn có 116 răng (z2), với đường kính vòng lăn bánh dẫn là 58 mm (dw1) và đường kính vòng lăn bánh bị dẫn là 232 mm (dw2) Đường kính vòng đỉnh bánh dẫn là 62 mm (da1) và đường kính vòng đỉnh bánh bị dẫn là 236 mm (da2) Đường kính vòng đáy bánh dẫn là 53 mm (df1) trong khi đường kính vòng đáy bánh bị dẫn là 227 mm (df2) Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đạt 361,34 MPa ( H).

Lực tác dụng khi ăn khớp

Lực dọc trục (BR trụ thẳng không có) F a 0 N

Xác định các thông số ăn khớp

a) Xác định mô đun, m(mm) (6.17) [2] m = (0,01 ÷ 0,02) a w = 1,45 ÷ 2,9 Chọn m = 2 b) Xác định số răng

Số răng z 2 (6.20)[2] z 2 = u z 1 = 116 Chọn z 2 = 116 Tính lại khoảng cách trục a w =m(z 1 + z 2 )

Tỉ số truyền thực tế của bộ truyền bánh răng được tính bằng công thức \( u_{brtt} = \frac{z_2}{z_1} = 4 \) Để tính sai lệch tỉ số truyền, áp dụng công thức \( \frac{u_{brtt} - u_{br}}{u_{br}} \times 100\% = 0\% \) Cuối cùng, cần tính sai lệch tỉ số truyền của hệ thống để đánh giá hiệu suất hoạt động.

∆u hệ thống =u ch − u brtt × u xtt u ch × 100% = 1,744%

Trong đó: u ch = n đc nlv

Tốc độ quay của trục máy công tác đạt 157,44 rpm (157,4 v/ph), với năng suất u xtt = z2/z1 = 2,28 Tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là ubrtt = z2/z1 = 4, trong khi tỉ số truyền thực của bộ truyền bánh răng cũng được xác định Để kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc, ta tính ứng suất tiếp xúc σH theo công thức σH = ZMZHZε√2.T1.KH.(u ± 1)bw.u.d w1^2, cho kết quả σH = 361,34 MPa, nhỏ hơn giới hạn bền tiếp xúc [σH] = 372,73 MPa.

3 = 0,868 ∶ theo công thức (6.36)[2] ε α = [1,88 − 3,2 (1 z 1 + 1 z 2 )] cos(β) = 1,742 Hệ số trùng khớp ngang

K Hv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp tính theo công thức (6.41) [2]:

Theo công thức 6.11 trong bảng 6.13 trang 106, tốc độ 60000 tương đương với 4,43 m/s Để chọn cấp chính xác 8, ta có δH = 0,006, đây là hệ số phản ánh ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Hệ số g o = 56 được sử dụng để tính đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh.

1 và 2, tra bảng (6.16) b w = ψ ba a w = 45,675 mm, chiều rộng vành rang Trường hợp σ H < [σ H ], cần kiểm tra điều kiện:

372,73− 361,34 372,73 × 100% = 3,055% < 10% =>Thỏa điều kiện bền tiếp xúc 4.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn a) Tính ứng suất uốn σF, theo công thức 6.65[2]: σ F1 =2T1KFYεYβYF1

Y ε = 1 ε α = 0,574: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Y β = 1: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Y F1 = 3,82 , Y F2 = 3,6: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, tra bảng 6.18 [1]

K F = K Fβ K Fα K Fv = 2,08: hệ số tải trọng khi tính về uốn

K Fβ = 1,1: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7 [1]

K Fα = 1: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn

K Fv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn tính

Để kiểm nghiệm bền răng về quá tải, cần thực hiện hai bước kiểm tra ứng suất Đầu tiên, kiểm tra ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép theo công thức σ Hmax = σ H √Kqt, kết quả cho thấy σ Hmax = 361,34 MPa, nhỏ hơn giới hạn cho phép [σ H ] max = 952 MPa Tiếp theo, kiểm tra ứng suất uốn cực đại cho phép theo công thức σ Fmax = σ F K qt, với kết quả σ Fmax = 55,689 MPa, cũng nhỏ hơn giới hạn cho phép [σ F ] max = 272 MPa.

K qt = 1 Hệ số quá tải

4.9 Lực tác dụng khi ăn khớp [2] a) Lực vòng

Ft1= 2T 1 d w1 = Ft2= 1115,207N b) Lực hướng tâm

4.10 Bảng thông số kỹ thuật của bộ truyền động

Bảng 4-1: Thông số kỹ thuật của bộ truyền bánh răng trụ thẳng

Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị

Công suất trục bánh răng dẫn P1 4,9477 kW

Tốc độ quay của trục dẫn n1 1461 v/ph

Mô men xoắn trên trục dẫn T1 32341 Nmm

Tỉ số truyền (phân phối) ubr 4

Thời gian làm việc LH 18000 giờ

Khoảng cách trục aw 145 mm

Mô đun pháp/ mô đun mn hoặc m 2 mm

Tỉ số truyền thực tế ubrtt 4

Chiều rộng vành răng 𝑏 45,675 mm

Góc nghiêng (BR trụ thẳng không có) 𝛽 0 độ

Góc ăn khớp αtw 20 độ

Số răng bánh dẫn z1 29 răng

Bánh răng dẫn có 116 răng (z2), với đường kính vòng lăn bánh dẫn là 58 mm (dw1) và đường kính vòng lăn bánh bị dẫn là 232 mm (dw2) Đường kính vòng đỉnh bánh dẫn là 62 mm (da1), trong khi đó, đường kính vòng đỉnh bánh bị dẫn là 236 mm (da2) Đường kính vòng đáy bánh dẫn là 53 mm (df1) và đường kính vòng đáy bánh bị dẫn là 227 mm (df2) Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đạt 361,34 MPa (σ H).

Lực tác dụng khi ăn khớp

Lực dọc trục (BR trụ thẳng không có) F a 0 N

Tính chọn nối trục

Thông số đầu vào

Moment xoắn danh nghĩa cần truyền T 1 = 32341N mm

Chọn nối trục

𝑇 2341 N.mm - mômen xoắn danh nghĩa trên trục

𝑘 =1,7 - hệ số an toàn làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác, bảng 9.1 [5] Tính sơ bộ đường kính trục tại vị trí lắp nối trục d ≥ √ T t

𝑇 T980 (N.mm): moment xoắn cần truyền trên trục lắp nối trục [𝜏] = 19 MPa: ứng suất trượt cho phép

Chọn kích thước của vòng nối trục đàn hồi, bảng 9.10a trang 239, [2]

Bảng 5-1: Thông số của trục đàn hồi

Chọn kích thước cơ bản của vòng đàn hồi [5]

Theo bảng 9.10b trang 240, [5], ta có:

Bảng 5-2: Thông số của vòng đàn hồi

Tính kiểm nghiệm bền

a) Điều kiện bền va đập của vòng đàn hồi, (công thức 9.11 trang 240, [5]) σ d = 2kT zD 0 d C l 3 = 2 ∗ 1,7 ∗ 54980

6 ∗ 71 ∗ 10 ∗ 15= 2,93 MPa ≤ [σ d ] = 4 MPa b) Điều kiền bền của chốt, (công thức 9.12 trang 240, [4]) σ u = kTl0

2 [σ d ] =4- ứng suất dập của vòng cao su, có thể [σ d ]= 2 ÷ 4 𝑀𝑃a 𝑘=1,7 - hệ số an toàn làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác[5]

Lực hướng tâm nối trục

𝑇T980N.mm: moment xoắn trục lắp nối trục

D t = 71: đường kính qua tâm chốt nối trục đàn hồi

Tính toán thiết kế trục, chọn then

Thông số đầu vào

F rd,x = 1399 N, lực tác dụng lên trục từ bộ truyền xích α = 0, góc nghiên bộ truyền xích

F rnt = 380 N, lực nối trục (lực hướng tâm)

F t = 1115,2 N, lực tiếp tuyến (lực vòng)bộ truyền bánh răng

F r = 405,9 N, lực hướng tâm bộ truyền bánh răng d w1 = 58 mm, đường kính vòng lăn bánh dẫn dw2 = 232 mm, đường kính vòng lăn bánh bị dẫn

Chọn vật liệu

Bảng 6-1: Vật liệt then Vật liệu Nhiệt luyện Độ cứng (HB) Giới hạn bền σ b (MPa) Giới hạn chảy σ ch (MPa)

Tính toán thiết kế trục theo điều kiện bền tĩnh

a) Xác định tải trọng tác dụng lên trục

16 b) Xác định sơ bộ đường kích trục theo điều kiện bền cắt, theo công thức 10.9 trang 188, [2] τ 1 = T 1

T (N.mm): moment xoắn cần truyền trên trục 𝑑(𝑚𝑚): đường kính trục

Đối với vật liệu thép 45 và 45X, ứng suất trượt cho phép [𝜏] nằm trong khoảng 15 đến 30 MPa Trong thiết kế hộp giảm tốc, giá trị nhỏ được sử dụng cho trục dẫn và trục vào, trong khi giá trị lớn áp dụng cho trục bị dẫn và trục ra Cần xác định chiều dài các đoạn trục, khoảng cách giữa các gối đỡ và vị trí đặt lực để đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu.

Chiều dài mayo bánh khớp nối ℓ m12 = (1,4 ÷ 2,5)d 1 = (28 ÷ 50) Chọn 30mm

Chiều dài mayo nữa bánh răng trụ ℓ m13 = (1,2 ÷ 1,5)d 1 = (24 ÷ 30) Chọn 28mm

Trị số của các khoảng cách, bảng 10.3 trang 189, [2] k 1 = 13 k 2 = 13 k 3 = 17 h n = 18

Khoảng cách công xôn chìa ra ngoài gắn với nối trục

Chiều dài các đoạn trục

ℓ12= ℓc12= 57,5 mm- khoảng cách từ nối trục đến gối

ℓ 13 = 0,5(ℓ m13 +b 0 )+k 1 + k 2 = 47,5mm- khoảng cách từ gối đến bánh răng

ℓ 11 = 2ℓ 13 = 95 mm- khoảng cách 2 gối ổ lăn

Chiều dài mayo nữa đĩa xích ℓm22= (1,4 ÷ 2,5)d2= (42 ÷ 75) Chọn 42 mm

Chiều dài mayo bánh răng trụ ℓ m23 = (1,2 ÷ 1,5)d 2 = (36 ÷ 45) Chọn 44 mm

Trị số của các khoảng cách k 1 = 8 k 2 = 8 k 3 = 18 h n = 18 Khoảng cách công xôn chìa ra ngoài gắn với nối đĩa xích

ℓ c23 = ℓ c23 = 0,5(ℓ m23 + b 0 ) + k 3 + h n = 66,5 mm- khoảng cách từ gối đến đĩa xích

Chiều dài các đoạn trục

ℓ 22 = 0,5(ℓ m23 +b 0 )+k 1 + k 2 = 47,5 mm- khoảng cách từ gối đến bánh răng

ℓ 21 = 2l 13 = 95 mm- khoảng cách 2 gối ổ lăn d) Xác định đường kính các đoạn trục theo thuyết bền 4

∑ M B = 0 ⇔ F rkn ℓ 12 − F t1 ℓ 13 + R 13y ℓ 11 = 0 (Chiều dương ngược kim đồng hồ)

- Tính momen tại các tiết diện nguy hiểm của trục 1:

(Theo công thức 10.15 và 10.16 trang 194 sách Trịnh Chất)

Mx10= 0 Nmm; My10= 0 Nmm; Mz10= 32341Nmm + Tại B:

- Ứng suất tương đương theo thuyết bền 4 [2] σ eq max = max

- Đường kính trên từng đoạn trục, theo công thức 10.17 trang 194[2]

Chọn d 10 = 17 mm Tiết diện B và D (ổ lăn) d 11 = d 13 ≥ √√M x11 2 + M y11 2 + 0,75M z11 2

Chọn d 11 = 20 mm Tiết diện C (bánh răng trụ) d 12 ≥ √√Mx12 2 + M y12 2 + 0,75M z12 2

∑ F y = 0 ⇔ R 20y − F t2 + R 22y − F ry = 0 (Chiều dương hướng xuống)

- Tính momen tại các tiết diện nguy hiểm của trục 2:

M xA = 0 Nmm; M yA = 0 Nmm; M zA = 0 Nmm + Tại 21:

- Ứng suất tương đương theo thuyết bền 4 σ eq max = max

- Đường kính trên từng đoạn trục, theo công thức 10.17 trang 194[2]

Tiết diện A và C (ổ lăn) d20= d22≥ √√M xC 2 + M yC 2 + 0,75M zC 2

Chọn d 20 = 30 mm Tiết diện B (bánh răng trụ) d 21 ≥ √√M xB 2 + M yB 2 + 0,75M zB 2

Chọn d 21 = 32 mm Tiết diện D (đĩa xích) d 23 ≥ √√M xD 2 + M yD 2 + 0,75M zD 2

= 25,66 mm Chọn d 23 = 28 mm e) Dung sai trục

- Vị trí bánh răng trụ C1

23 σ d = 2T 1 dl t (h−t 1 )= 53,56 MPa ≤ [σ d ] = 100 MPa, ( công thức 9.1 trang 173, [2]) τ c = 2T 1 dl t b= 22,32 ≤ [τ t ] = 45 MPa, ( công thức 9.2 trang 173, [2])

Chọn mối ghép then bằng,dựa theo bảng 9.1a trang 173, [2]

Bảng 6-2: Thông số then bằng vị trí lắp bánh răng trục dẫn

Kích thước tiết diện Chiều dài rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r b h Trên trục t1 Trên lỗ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất

Trong đó σ d , τ c − ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa d = 21mm, đường kính trục, mm

T 1 = 32341 N mm, moment xoắn trên trục 1 l t = (0,8 ÷ 0,9)l m13 = 23 mm l m13 = 28 mm, chiều dài mayor của bánh răng b, h , t − kích thước, mm

[σ d ] = 100 MPa, ứng suất dập cho phép

[τ t ] = 45 MPa, ứng suất cắt cho phép

- Vị trí khớp nối A1 σ d = 2T 1 dh t (h − t 1 )= 82,55 MPa ≤ [σ d ] = 100 MPa τ c = 2T 1 dh t b= 33,02 ≤ [τ t ] = 45 MPa

Bảng 6-3: Thông số then bằng vị trí lắp khớp nối trục dẫn

Kích thước tiết diện Chiều dài rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r b h Trên trục t1 Trên lỗ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất

Trong đó σ d , τ c − ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa d = 17mm ,đường kính trục

T 1 – moment xoắn trên trục 1 lt= (0,8 ÷ 0,9)lm12= 25 mm l m12 = 30 mm, chiều dài mayor khớp nối b, h , t − kích thước, mm

[σ d ] = 100MPa, ứng suất dập ch phép

[τ t ] = 45MPa, ứng suất cắt cho phép

- Vị trí đĩa xích B2 σ d = 2T 2 dh t (h − t 1 )= 69,23 ≤ [σ d ] = 100 MPa τ c = 2T 2 dh t b= 25,96 ≤ [τ t ] = 45 MPa

Bảng 6-4: Thông số then bằng vị trí lắp đĩa xích trục bị dẫn

Trong đó σd, τc− ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa d = 32mm, đường kính trục

T 2 = 122950 N mm, moment xoắn trên trục 2 l t = (0,8 ÷ 0,9)l m23 = 37 mm lm23= 40 mm, chiều dài mayor đĩa xích b, h , t − kích thước, mm

[σ d ] = 100 MPa, ứng suất dập cho phép

Kích thước tiết diện Chiều dài rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r b h Trên trục t1 Trên lỗ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất

[τ t ] = 45 MPa, ứng suất cắt cho phép

- Vị trí bánh răng trụ D2 σ d = 2T 2 dh t (h − t 1 )= 86,09 MPa ≤ [σ d ] = 100 MPa τ c = 2T 2 dh t b= 32,28 ≤ [τ t ] = 45 MPa

Bảng 6-5: Thông số then bằng vị trí lắp bánh răng trục bị dẫn

Kích thước tiết diện Chiều dài rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r b h Trên trục t1 Trên lỗ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất

Trong đó σ d , τ c − ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa d = 28mm, đường kính trục

T 2 – moment xoắn trên trục 2 l t = (0,8 ÷ 0,9)l m22 = 34 mm l m22 = 42 mm, chiều dài mayor đĩa xích b, h , t − kích thước, mm [σ d ] = 100MPa, ứng suất dập cho phép [τ t ] = 45MPa, ứng suất cắt cho phép g) Dung sai then

13 Lắp với trục: 6 P9/h9 Lắp với bánh răng:6 JS9/h9

22 Lắp với trục: 8 P9/h9 Lắp với bánh răng:8 JS9/h9 6.4 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

- Kiểm nghiệm trục – bền mỏi

Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi tại các tiết diện theo công thức (10.19) [2]: s j = 𝑠 𝜎 𝑗 𝑠 𝜏 𝑗

[𝑠] : hệ số an toàn cho phép Thông thường [𝑠] = 1,5 ÷ 2,5, khi cần tăng độ cứng lấy [𝑠] 2,5 ÷ 3,0

𝑠𝜎 𝑗 ; 𝑠𝜏 𝑗 : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, ứng suất tiếp tại tiết diện j:

𝜎−1 ; 𝜏−1: giới hạn mỏi uốn, xoắn ứng với chu kỳ đối xứng, đối với thép cacbon có thể lấy:

𝜏 −1 = 0,58 𝜎 −1 = 189,66 MPa Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng do đó:

𝜋𝑑 𝑗 3 32 Khi trục quay 1 chiều, ứng suất tiếp thay đổi theo chu kì mạch động, do đó

𝜋𝑑 𝑗 3 Đối với trục có 1 rãnh then: 16

𝐾 𝜎𝑑𝑗 ; 𝐾 𝜏𝑑𝑗 : Hệ số xác định theo các công thức 10.25, 10.26 [2]:

𝐾 𝑥 = 1,1 , hệ số tập trung ứng suất do nhám bề mặt( bảng 10.8[2] )

𝐾 𝑦 = 1,25 , hệ số tăng bền bề mặt khi dùng phương pháp tôi bằng dòng điện tần số cao ( bảng 10.9[2] )

𝜀 𝜎 ; 𝜀 𝜏 : hệ số ảnh hưởng kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, bảng 10.10 [2]

Bảng trị số moment cản uốn, 𝑊 𝑗 mm 3 và moment cản xoắn, 𝑊 𝑝𝑗 mm 3 đối với trục có 1 rãnh then

Trục Tiết diện Đường kính trục

Bảng trị số moment cản uốn, 𝑊 𝑗 mm 3 và moment cản xoắn, 𝑊 𝑝𝑗 mm 3 đối với trục có tiết điện tròn

Trục Tiết diện Đường kính trục (mm)

Bảng số liệu biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại các tiết diện Tiết diện

Biên độ của ứng suất pháp (𝜎 𝑎𝑗 = 𝑀 𝑖

Trị số trung bình của ứng suất pháp( 𝜎 𝑚𝑗 = 0)

Biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp (𝜏 𝑚𝑗 =

Tra bảng 10.12 trang 199,[2], trị số 𝐾 𝜎 ,𝐾 𝜏 đối với trục có rãnh then, 𝜎 𝑏 u0 MPa, chọn cắt bằng dao phay ngón:

Tra bảng 10.12, [2], đối với rãnh then

Tra bảng 10.11, [2], tại các bề mặt trục lắp có độ dôi

𝜓 𝜎 = 0,1; 𝜓 𝜏 = 0,05 hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất đến độ bền mỏi( bảng 10.8[2])

Bảng kết quả tính toán hệ số an toàn đối với tiết diện hai trục

Kết quả kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Tiết diện thứ Đường kính

Hệ số an toàn Tỉ số 𝐾

Chọn Ổ lăn

Chọn ổ lăn

Bảng 7-1: Thông số ổ lăn của trục dẫn và bị dẫn [6]

Tính tuổi thọ ổ lăn

- Tuổi thọ danh định cơ bản theo tiêu chuẩn ISO 281 [6]

- Nếu tốc độ không thay đổi, thông thường tuổi thọ sẽ được tính theo số giờ hoạt động [5]

L 10 , tuổi thọ danh định cơ bản (với độ tin cậy 90%) [triệu vòng quay]

L 10H , tuổi thọ danh định cơ bản (với độ tin cậy 90%) [giờ hoạt động]

𝐶 ,8 kN, tải trọng động danh định cơ bản, tra bảng thông số của ổ:

𝑃 = 1,1851 kN, tải trọng động tương đương tác dụng lên ổ lăn [kN] n 1 , tốc độ trục 1 và 2 (v/ph)

𝑝=3, số mũ của công thức tính tuổi thọ Ổ lăn trục 2

- Tuổi thọ danh định cơ bản theo tiêu chuẩn ISO 281 [5]

- Nếu tốc độ không thay đổi, thông thường tuổi thọ sẽ được tính theo số giờ hoạt động [5]

L 10 , tuổi thọ danh định cơ bản (với độ tin cậy 90%) [triệu vòng quay]

L 10H , tuổi thọ danh định cơ bản (với độ tin cậy 90%) [giờ hoạt động]

L H = 18000 (giờ hoạt động), tuổi thọ bộ truyền

Tải trọng động danh định cơ bản của ổ lăn được xác định là 𝐶 #,4kN Theo bảng thông số, tải trọng động tương đương tác dụng lên ổ lăn là 𝑃=2,5492kN Ngoài ra, cần lưu ý tốc độ trục 1 và 2 (v/ph) để đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu.

𝑝=3, số mũ của công thức tính tuổi thọ

Chọn dung sai, cách lắp và độ nhám

Thống nhất ghi 3 kích thước chính: a.Trục 1:

- Lắp bỏnh răng, nối trục dựng H7/k6 → ỉ21H7/k6, ỉ17H7/k6 b.Trục 2:

- Lắp bỏnh răng, đĩa xớch dựng H7/k6 → ỉ32H7/k6, ỉ28H7/k6 c.Then:

13 Lắp với trục 6P9/h9 Lắp bánh răng 6JS9/h9

22 Lắp với trục 8P9/h9 Lắp bánh răng 8JS9/h9

Thông số dung sai vị trí lắp của các trục:

11 (dung sai lắp ổ lăn trong) ỉ20k6

11 (dung sai lắp ổ lăn ngoài) ỉ42H7

13 (dung sai lắp ổ lăn trong) ỉ20k6

13 (dung sai lắp ổ lăn ngoài) ỉ42H7

20(dung sai lắp ổ lăn trong) ỉ30k6

20 (dung sai lắp ổ lăn ngoài) ỉ62H7

22 (dung sai lắp ổ lăn trong) ỉ30k6

22 (dung sai lắp ổ lăn ngoài) ỉ62H7

Tính toán vỏ hộp, các chí tiết phụ

Thân vỏ hộp

Bảng 8-1: Thông số của hộp giảm tốc

Chiều dày nắp hợp δ 1 δ = 0,03a w + 3 = 7,35 mm Chọn 8 δ 1 = 0,9 δ = 0,9× 8 = 7.2 mm Gân tăng cứng

- Độ dốc e = (0.8 ÷ 1)δ = (6,4 ÷ 8), chọn e = 7 mm h < 58 mm, chọn h = 40mm Độ dốc khoảng 2 o Đường kính, đơn vị mm

- Bulong ghép bích nắp và thân d 3

- Vít ghép nắp cửa thăm d 5 d 1 > 0.04a w +10 = 15, 8 , chọn d 1 = 20 d 2 = (0,7 ÷ 0.8)d 1 = (11,9÷ 13,6), chọn d 2 d 3 = (0.8 ÷ 0.9)d 2 = (10,4÷11,7), chọn d 3 = 12 d 4 = (0.6÷ 0.7)d 2 = (7,8÷ 9,1), chọn d 4 =8 d 5 = (0.5÷ 0.6)d 2 = (6, 5 ÷ 7,8), chọn d 5 =7 Mặt bích ghép nắp và thân, đơn vị mm

- Chiều dày bích thân hợp S 3

- Chiều dày bích nắp hợp S 4

- Bề rộng bích nắp và thân K3

Kích thước gối trục, đơn vị mm

- Bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ

H xác định theo kết cấu, phụ thuốc vào tâm lỗ Bulong và kích thước mặt tựa

Mặt đế trục, đơn vị mm

- Chiều dày: Khi không có phần lỗi

- Bề rộng mặt đế hợp, K 1 và q

Dd xác định theo đường kính khoét dao

K 1 = 3d 1 = 51 q ≥ K 1 + 2δ = 60,6, chọn q = 67 Khe hở giữa các chi tiết, đơn vị mm

- Giữa bánh răng với thành trong hợp ∆

- Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hợp ∆1

L,B: Chiều dài, chiều rộng của hộp

Que thăm dầu hộp giảm tốc là công cụ thiết yếu để kiểm tra lượng dầu và độ nhớt trong hộp giảm tốc Thiết bị này giúp xác định tình trạng dầu, cho biết dầu còn nhiều hay ít và mức độ bẩn của nó Que thăm dầu thường được lắp đặt ở bên hông hộp giảm tốc, với góc nghiêng khoảng 45 độ, thuận tiện cho việc kiểm tra.

8.4 Nút tháo dầu Để tháo dầu bẩn ra khỏi hộp giảm tốc, sử dụng nút tháo dầu lắp ở vị trí thấp nhất của đáy hộp Các kích thước tra bảng 18-7 [7] và ta có như sau:

Bảng 8.2: Thông số của nút tháo dầu d b m L D S D0

8.5 Bu lông vòng [2] Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép ) trên nắp và thân thường lắp thêm bulông vòng hoặc móc vòng Kích thước bulong vòng được chọn theo trọng lượng hộp giảm tốc (xem sơ đồ bố trí ở bảng 18-3a [4])

Bảng 8-3: Thông số của bulong vòng Ren d 1 d 2 d 3 h h 1 h 2 L f b c r 2 M10 45 25 10 22 8 6 21 2 12 1,5 4

Mặt ghép giữa nắp và thân phải nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục, với lỗ trụ trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời Để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân sau khi gia công và lắp ghép, cần sử dụng 2 chốt định vị Việc siết bulong phải không làm biến dạng vòng ngoài của ổ, giúp loại trừ nguyên nhân gây mòn ổ.

Bảng 8-4: Thông số của chốt định vị d c L

Vòng phớt là một bộ phận phổ biến trong nhiều ứng dụng nhờ vào thiết kế đơn giản và khả năng thay thế dễ dàng Tuy nhiên, chúng cũng có nhược điểm như dễ bị mòn và tạo ra ma sát lớn khi tiếp xúc với bề mặt trục có độ nhám cao.

Trong quá trình làm việc, nhiệt độ bên trong hộp giảm tốc tăng cao, dẫn đến áp suất cần được điều chỉnh Để giảm áp suất và cân bằng không khí giữa bên trong và bên ngoài hộp, nút thông hơi được lắp đặt trên nắp cửa thăm.

Bảng 8-6: Thông số của nút thông hơi