đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Sinh viên thực hiện: Người hướng dẫn: Ký tên: Bảng số liệu:... LỜI NÓI ĐẦU Với những thành

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC

CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thực hiện:

Người hướng dẫn: Ký tên:

Bảng số liệu:

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 4

Phần 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 5

1.1 Chọn động cơ điện 5

1.2 Phân phối tỉ số truyền 6

1.3 Bảng đặc tính 7

Phần 2: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 8

2.1 Thiết kế bộ truyền xích 8

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng 11

2.2.1 Bộ truyền cấp chậm 11

2.2.2 Bộ truyền cấp nhanh 17

2.3 Chọn nối trục 18

2.4 Tính toán thiết kế trục và then 19

2.4.1 Vật liệu chết tạo trục và ứng suất cho phép 19

2.4.2 Thiết kế sơ bộ 19

2.4.3 Thiết kế trục 21

2.4.4 Thiết kế then 29

2.4.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 30

2.4.6 Kiểm nghiệm then 32

2.5 Tính toán ổ lăn 33

2.5.1 Tính toán ổ lăn trên trục I 33

2.5.2 Tính toán ổ lăn trên trục II 35

2.5.3 Tính toán ổ lăn trên trục III 37

Phần 3: CHỌN THÂN MÁY, BULONG, CÁC CHI TIẾT PHỤ 39

3.1 Chọn thân máy 39

3.2 Các chi tiết phụ 40

Phần 4: DUNG SAI LẮP GHÉP 43

TÀI LIỆU THAM KHẢO 46

LỜI NÓI ĐẦU

Với những thành tựu khoa kỹ thuật phát triển mạnh trong suốt gần hai thập kỹ qua, ngành

Cơ khí nói chung cũng như các ngành Công nghệ chế tạo nói riêng đã có những bước phát triển

to lớn và thay đổi đáng kể bộ mặt của một ngành được xem là cốt lõi trong lịch sử con người Dần dần, các công nghệ robot, tự động hóa sản xuất và điều khiển bằng vi mạch… đã và đang

là xu hướng chủ đạo của ngành Cơ khí trong tương lai gần Ngoài ra, Cơ khí ngày nay vẫn kế thừa và phát triển những thành tựu đã đạt được như các cụm chi tiết máy: hộp giảm tốc, các bộ truyền động… Tất cả tạo nên một bức tranh hòa hài giữa kỹ thuật xưa và nay

Trong đó, Việt Nam cũng đã đang cố gắng bắt kịp theo xu hướng này; do đó những môn đào tạo chuyên môn như Kỹ thuật điều khiển tự động, Tự động hóa sản xuất, PLC hay Robot công nghiệp… được các trường Đại học đào tạo kỹ thuật Cơ Khí, tiêu biểu là Đại Học Bách Khoa TP.HCM, đưa vào chương trình đào tạo nhằm giúp cho sinh viên có kiến thức cơ bản về điều khiển và lập trình Song song với những đổi mới trong chương trình đào tạo ấy, chúng ta cũng cần phải trang bị những kiến thức cơ bản nhất của Cơ khí như Chi tiết máy, Nguyên lý máy hay Vẽ kỹ thuật …

Để thỏa mãn điều kiện nói trên, sinh viên Cơ Khí đều phải thực hiện một đồ án về chi tiết máy để hiểu cũng như nắm bắt rõ ràng hơn kiến thức đã học, áp dụng vào thực tiễn đời sống hằng ngày Với tiêu chí đó, Khoa Cơ Khí, trường Đại Học Bách Khoa TP.HCM luôn tổ chức cho sinh viên năm 3 thực hiện Đồ án Chi tiết máy

Với những mục tiêu quan trọng ấy, sinh viên của Khoa cũng rất cần ở Khoa sự hướng dẫn tận tình trong lần đầu tiên làm một đồ án lớn, góp phần hoàn thiện nó hơn

Lời cuối cùng thay mặt các bạn sinh viên khoa Cơ Khí, xin cám ơn và gửi lời chúc sức khỏe đến … và các thầy cô đã tạo điều kiện cho chúng em có cơ hội hiểu rõ hơn về con đường nghề nghiệp mà chúng em đã chọn

Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn

Sinh viên thực hiện

Phần 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

𝑃𝑡đ = 𝑃𝑚𝑎𝑥√∑ (

𝑇𝑖

𝑇 )

2 𝑛 𝑖

∑ 𝑡𝑛 𝑖𝑖

= 4,55 √1.27 + 0,82 12

27 + 12 ≃ 4,2906 𝑘𝑊 Hiệu suất các bộ truyền:

𝑃𝑐𝑡 = 𝑃𝑡đ

𝜂 =

4,290,84≃ 5,1306 𝑘𝑊

Ta chọn tỉ số truyền của các bộ truyền:

số hiệu SF-JR IP55 132S, có công suất 𝑃 = 5,5 𝑘𝑊 và số vòng quay 𝑛đ𝑐 = 1430 𝑣𝑔/𝑝ℎ

1.2 Phân phối tỉ số truyền

Với việc chọn động cơ có số vòng quay 𝑛đ𝑐 = 1430 𝑣𝑔/𝑝ℎ, tỉ số truyền của hệ thống là:

𝑢 = 143038,1972≃ 37,4373 Chọn tỉ số truyền của bộ truyền xích 𝑢𝑥 = 3

Suy ra tỉ số truyền của hộp giảm tốc:

𝑢ℎ = 𝑢

𝑢𝑥 =

37,4373

3 ≃ 12,4719 Hộp giảm tốc bánh rang trụ rang nghiêng hai cấp đồng trục:

𝑢𝑏𝑟1= 𝑢𝑏𝑟2 = √𝑢ℎ = √12,4719 ≃ 3,5326 Công suất trên trục làm việc (trục dẫn của băng tải):

𝑃𝑙𝑣 = 𝑃4 = 4,55 𝑘𝑊 Công suất làm việc trên trục bị động của hộp giảm tốc:

𝑃3 = 𝑃4

𝜂𝑥 𝜂𝑜𝑙 =

4,550,915.0,9925≃ 5,0103 𝑘𝑊 Công suất làm việc trên trục trung gian của hộp giảm tốc:

𝑃2 = 𝑃3

𝜂𝑏𝑟 𝜂𝑜𝑙 =

5,0103 0,97.0,9925≃ 5,2043 𝑘𝑊 Công suất làm việc trên trục chủ động của hộp giảm tốc:

𝑃1 = 𝑃2

𝜂𝑏𝑟 𝜂𝑜𝑙 =

5,20430,97.0,9925≃ 5,4058 𝑘𝑊 Công suất trên trục động cơ:

𝑃đ𝑐 = 𝑃1

𝜂𝑘 𝜂𝑜𝑙 =

5,4058 1.0,9925≃ 5,4466 𝑘𝑊

𝑛3 = 𝑛2

𝑢𝑏𝑟 =

404,80103,5326 ≃ 114,5901 𝑣𝑔/𝑝ℎ

𝑛4 = 𝑛3

𝑢𝑥=

114,5901

3 ≃ 38,1967 𝑣𝑔/𝑝ℎ Moment xoắn trên các trục:

𝑇3 = 9,55 106𝑃3

𝑛3 = 9,55 106

5,0103114,5901 ≃ 417561,072 𝑁𝑚𝑚

𝑇4 = 9,55 106𝑃4

𝑛4 = 9,55 106

4,5538,1967 ≃ 1137598,274 𝑁𝑚𝑚

2 25,4

1016≃ 131,5831

≃ 1021,4004 𝑚𝑚 Chọn 𝑎 = 1018 𝑚𝑚 (giảm khoảng cách trục (0,002 ÷ 0,004)𝑎 để xích không chịu lực căng quá lớn)

Số lần va đập của xích trong 1 giây:

𝑖 =𝑧1𝑛115𝑋 =

25.114,590115.132 ≃ 1,4468 ≤ [𝑖] = 30 Kiểm nghiệm xích về độ bền:

𝐹1+ 𝐹𝑣+ 𝐹𝑜Theo bảng 5.2, tài liệu [2], tải trọng phá hủy 𝑄 = 113400 𝑁, khối lượng 1 mét xích 𝑞𝑚 = 5 𝑘𝑔 Vận tốc trung bình của xích:

𝑣 =𝑧1𝑛1𝑝𝑐

60000=

25.114,5901

60000 ≃ 1,2127 𝑚/𝑠 Lực vòng có ích:

𝐹𝑡 =1000𝑃

1000.5,01031,2127 ≃ 4131,5247 𝑁 Lực trên nhánh căng:

𝐹1 ≃ 𝐹𝑡 = 4131,5247 𝑁 Lực căng do li tâm gây nên:

𝐹𝑣 = 𝑞𝑚𝑣2 = 5 1,21272 ≃ 7,3532 𝑁 Lực căng ban đầu của xích:

𝐹𝑜 = 𝐾𝑓𝑞𝑚𝑎𝑔 = 4.5.1,018.9,81 = 119,7316 𝑁 Vậy

4131,5247 + 7,3532 + 119,7316≃ 26,6284

Theo bảng 5.10, tài liệu [2], với 𝑛 = 200 𝑣𝑔/𝑝ℎ, 𝑝𝑐 = 25,4 𝑚𝑚, [𝑠] = 8,2 Vậy 𝑠 > [𝑠]: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

Lực tác dụng lên trục:

𝐹𝑟 = 𝑘𝑚𝐹𝑡 = 1,15.4131,5247 ≃ 4751,2534 𝑁 Đường kính đĩa xích:

𝑑1 ≃ 𝑝𝑐𝑠𝑖𝑛 (𝑧𝜋

1)=

25,4𝑠𝑖𝑛 (25)𝜋 ≃ 202,6597 𝑚𝑚

𝑑2 ≃ 𝑝𝑐𝑠𝑖𝑛 (𝑧𝜋

2)=

25,4𝑠𝑖𝑛 (75)𝜋 ≃ 606,5577 𝑚𝑚

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng

2.2.1 Bộ truyền cấp chậm

2.2.1.1 Chọn vật liệu

Chọn vật liệu của hai cấp bánh răng như nhau

Đối với bánh dẫn: ta chọn thép C45 tôi cải thiện, độ rắn 𝐻𝐵1 = 250 𝐻𝐵, giới hạn bền 𝜎𝑏 =

850 𝑀𝑃𝑎, giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ = 580 𝑀𝑃𝑎 (tra bảng 6.1, tài liệu [2])

Đối với bánh bị dẫn: ta chọn thép C45 tôi cải thiện, độ rắn 𝐻𝐵2 = 235 𝐻𝐵, giới hạn bền 𝜎𝑏 =

750 𝑀𝑃𝑎, giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ = 450 𝑀𝑃𝑎 (tra bảng 6.1, tài liệu [2])

2.2.1.2 Xác định ứng suất cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Tính sơ bộ khi chưa có kích thước bộ truyền:

[𝜎𝐻] = 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚0,9𝐾𝐻𝐿

𝑠𝐻Giới hạn mỏi tiếp xúc:

Trong đó: 𝑁𝐻𝐸 số chu kì làm việc tương đương

𝑁𝐻𝑂 số chu kì làm việc cơ sở

𝑚𝐻 bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6

Số chu kì làm việc tương đương:

𝑁𝐻𝐸1 = 60𝑐 ∑ [( 𝑇𝑖

𝑇𝑚𝑎𝑥)

2

𝑛𝑖𝑡𝑖]𝑛

Số chu kì làm việc vơ sở:

𝑁𝐻𝑂1= 30𝐻𝐵12,4 = 30 2502,4≃ 1,7068 𝑐ℎ𝑢 𝑘ì

𝑁𝐻𝑂2= 30𝐻𝐵22,4 = 30 2352,4≃ 1,4712 𝑐ℎ𝑢 𝑘ì

Vì 𝑁𝐻𝐸1 > 𝑁𝐻𝑂1, 𝑁𝐻𝐸2 > 𝑁𝐻𝑂2 nên 𝐾𝐻𝐿1= 𝐾𝐻𝐿2 = 1

Hệ số an toàn 𝑠𝐻= 1,1 (tra bảng 6.13, tài liệu [1])

Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

[𝜎𝐻1] = 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚10,9𝐾𝐻𝐿1

𝑠𝐻 = 570.

0,9.11,1 ≃ 466,3636 𝑀𝑃𝑎 [𝜎𝐻1] = 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚20,9𝐾𝐻𝐿2

𝑠𝐻 = 540.

0,9.11,1 ≃ 441,8182 𝑀𝑃𝑎

Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

[𝜎𝐻] = 0,45([𝜎𝐻1] + [𝜎𝐻1]) = 0,45(466,3636 + 441,8182) ≃ 408,6818𝑀𝑃𝑎 < [𝜎𝐻]𝑚𝑖𝑛

= 441,8182 𝑀𝑃𝑎

[𝜎𝐻] < [𝜎𝐻]𝑚𝑖𝑛 = 441,8182 𝑀𝑃𝑎 Chọn [𝜎𝐻] < [𝜎𝐻]𝑚𝑖𝑛= 441,8182 𝑀𝑃𝑎

Ứng suất uốn cho phép:

Tính sơ bộ khi chưa có kích thước bộ truyền:

[𝜎𝐹] = 𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚0,9𝐾𝐹𝐿

𝑠𝐹Giới hạn mỏi uốn:

Vì 𝑁𝐹𝐸1 > 𝑁𝐹𝑂1, 𝑁𝐹𝐸2 > 𝑁𝐹𝑂2 nên 𝐾𝐹𝐿1 = 𝐾𝐹𝐿2 = 1

Hệ số an toàn 𝑠𝐻= 1,75 (tra bảng 6.13, tài liệu [1])

Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

[𝜎𝐹1] = 𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚10,9𝐾𝐹𝐿1

𝑠𝐹 = 450.

0,9.11,75 ≃ 257,1429 𝑀𝑃𝑎 [𝜎𝐹1] = 𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚20,9𝐾𝐹𝐿2

𝑠𝐹 = 423.

0,9.11,75 ≃ 241,7143 𝑀𝑃𝑎

Thông số ăn khớp:

Mô đun pháp:

Khi 𝐻𝐵1, 𝐻𝐵2 < 350: 𝑚𝑛 = (0,01 ÷ 0,02)𝑎𝑤 = 1,6 ÷ 3,2 𝑚𝑚

Theo tiểu chuẩn chọn 𝑚𝑛 = 2,5

Đối với bánh răng nghiêng: 20𝑜> 𝛽 > 8𝑜

2.160 cos 20𝑜2,5.3,5326 (+1)

⇒ 27,965 ≥ 𝑧1 ≥ 26,5368 Chọn 𝑧1 = 27 răng

Số răng bánh bị dẫn:

𝑧2 = 𝑧1𝑢 = 27.3,5326 ≃ 95,3802 Chọn 𝑧2 = 95 răng

Tính lại tỉ số truyền thực:

𝑢𝑚 = 95

27≃ 3,5185 Góc nghiêng răng:

𝛽 = 𝑎𝑟𝑐 cos [𝑚𝑛(𝑧2+ 𝑧1)

2𝑎𝑤 ] = 𝑎𝑟𝑐 cos [

2,5(95 + 27)2.160 ] ≃ 17,61𝑜Xác định kích thước bộ truyền xích:

𝑑1 =𝑧1𝑚𝑛𝑐𝑜𝑠𝛽 =

27.2,5cos (17,610)≃ 70,8197 𝑚𝑚

𝑑2 = 𝑧2𝑚𝑛𝑐𝑜𝑠𝛽 =

95.2,5cos (17,610) ≃ 249,1803 𝑚𝑚 Đường kính vòng lăn: 𝑑𝑤1 = 𝑑1, 𝑑𝑤2 = 𝑑2

Đường kính vòng đáy:

𝑑𝑓1 = 𝑑1− 2,5𝑚𝑛 = 70,8197 − 2,5.2,5 = 64,5697 𝑚𝑚

𝑑𝑓2= 𝑑2− 2,5𝑚𝑛 = 249,1803 − 2,5.2,5 = 242,9303 𝑚𝑚 Đường kính vòng đỉnh:

Lực hướng tâm:

𝐹𝑟1 =𝐹𝑡1tan 𝛼𝑛𝑤

cos 𝛽 =

3467,3688 tan 20𝑜cos 17,61𝑜 ≃ 1324,0853 𝑁 Lực dọc trục:

𝐹𝑎1 = 𝐹𝑡1tan 𝛽 = 3467,3688 tan 17,61𝑜≃ 1100,7402 𝑁

Hệ số tải trọng động:

Theo bảng 6.6, tài liệu [1], ta tính được 𝐾𝐻𝑣 = 1,0311, 𝐾𝐹𝑣 = 1,0625

Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc tính toán:

cos 𝛽 ) = 𝑎𝑟𝑐 tan (cos 17,61tan 20𝑜𝑜) ≃ 20,9004𝑜

⇒ 𝑍𝐻= √ 2 cos 17,61𝑜

sin(2 20,9004𝑜) ≃ 1,6911 Cặp bánh răng bằng thép nên 𝑍𝑀 = 275 𝑀𝑃𝑎

Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc:

𝑍𝜀 = √1

𝜀𝛼Với 𝜀𝛼= [1,88 − 3,2 (𝑧1

⇒ 𝜎𝐻 =275.1,6911.0,7793

2.122779,0075.1,2063(3,5326 + 1)

Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép:

Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn: chọn 𝐾𝑙= 1

Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:

𝜎𝐻 < [𝜎𝐻] do đó điều kiện bền tiếp xúc được thỏa

Kiểm nghiệm ứng suất uốn:

𝑌𝐹2 = 3,47 +13,2

𝑧2 = 3,47 +

13,2

95 ≃ 3,6089 Đặc tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:

[𝜎𝐹1]

𝑌𝐹1 =

257,14293,9589 ≃ 64,4953 [𝜎𝐹2]

𝑌𝐹2 =

241,74133,6089 ≃ 66,9773

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

Ứng suất uốn tính toán:

Bề rộng răng:

𝑏2 = 𝑎𝑤𝜓𝑏𝑎= 160.0,25 = 40 𝑚𝑚

𝑏1 = 𝑏2+ 5 = 40 + 5 = 45 𝑚𝑚 Lực tác dụng lên bộ truyền:

Lực vòng:

𝐹𝑡1 = 2𝑇

𝑑𝑤1=

2.36101,671370,8197 ≃ 1019,5375 𝑁 Lực hướng tâm:

𝐹𝑟1 =𝐹𝑡1tan 𝛼𝑛𝑤

cos 𝛽 =

1019,5375 tan 20𝑜cos 17,61𝑜 ≃ 389,3311 𝑁 Lực dọc trục:

𝐹𝑎1 = 𝐹𝑡1tan 𝛽 = 1019,5375 tan 17,61𝑜≃ 323,6592 𝑁 Thông số bộ truyền cấp chậm:

Kiểm tra bôi trơn ngâm dầu:

Đối với hộp giảm tốc đồng trục, hai cấp của bộ truyền có đường kính như nhau nên điều kiện bôi trơn ngâm dầu luôn được thỏa

Khoảng cách cảu mức dầu cao nhất và thấp nhất:

𝐹𝑟 = 0,2𝐹𝑡 = 0,2.1024,6239 = 202,9248 𝑁 Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi:

𝜎𝑑 = 2𝑘𝑇

𝑍𝐷0𝑑𝑐𝑙3 =

2.1,35.36374,14696.71.10.15 ≃ 1,7321 < 2 𝑀𝑃𝑎

Điều kiện sức bền uốn của chốt:

𝜎𝑢 = 𝑘𝑇𝑙00,1𝐷0𝑑𝑐3𝑍=

1,35.36374,1469.250,1.71 103 6 ≃ 28,8175 < 60 𝑀𝑃𝑎

2.4 Tính toán thiết kế trục và then

2.4.1 Vật liệu chết tạo trục và ứng suất cho phép

Theo bảng 7.1, tài liệu [4], chọn thép 45 có các ứng suất 𝜎𝑏 = 785 𝑀𝑃𝑎, 𝜎𝑐ℎ =

540 𝑀𝑃𝑎, 𝜏𝑐ℎ = 324 𝑀𝑃𝑎, 𝜎−1= 383 𝑀𝑃𝑎, 𝜏−1= 226 𝑀𝑃𝑎, [𝜎] = 85; 70 hoặc 65 ứng với trục có đường kính lần lượt 30, 50 hoặc 100 𝑚𝑚

Chọn [𝜏] = 20 𝑀𝑃𝑎 đối với trục vào và ra, [𝜏] = 15 𝑀𝑃𝑎 đối với trục trung gian 2.4.2 Thiết kế sơ bộ

Đường kính các trục tính theo moment xoắn:

Trục I:

Chiều dài may ơ nửa khớp nối:

𝑙𝑚12= (1,4 ÷ 2,5)𝑑1 = (1,4 ÷ 2,5) 25 = 35 ÷ 62,5 𝑚𝑚 Chọn 𝑙𝑚12= 50 𝑚𝑚

Chiều dài may ơ bánh răng cấp nhanh:

𝑙22 = 𝑙13 = 51 𝑚𝑚

𝑙23= 𝑙11+ 𝑙32+ 2 + 𝑏𝑜3= 102 + 63 + 2 + 25 = 192 𝑚𝑚

𝑙21 = 𝑙23+ 𝑙32= 192 + 63 = 255 𝑚𝑚 2.4.3 Thiết kế trục

Trục I:

Lực tác dụng lên trục từ các chi tiết quay của hệ thống:

Lực tác dụng của bộ truyền bánh răng:

𝐹𝑡1 = 1019,5375 𝑁

𝐹𝑟1 = 389,3311 𝑁

𝐹𝑎1 = 323,6592 𝑁 Lực hướng tấm do nối trục vòng đàn hồi tác dụng lên trục:

=−

323,6592.70,8197

∑ 𝐹𝑦 = −𝐹𝑟1+ 𝑅𝐵𝑦+ 𝑅𝐷𝑦

⇒ 𝑅𝐵𝑦= 𝐹𝑟1− 𝑅𝐷𝑦 = 389,3311 − 82,3055 = 307,0256 𝑁 Xét mặt phẳng 𝑥𝑂𝑧:

Biểu đồ moment 𝑀𝑦 (𝑁𝑚𝑚):

Biểu đồ moment xoắn 𝑇 (𝑁𝑚𝑚):

Xác định moment tương đương tại các tiết diện 𝐴, 𝐵, 𝐶, 𝐷:

Tại tiết diện A:

𝑀𝑡𝑑𝐴 = √(𝑀𝑋𝐴)2+ (𝑀𝑌𝐴)2+ 0,75(𝑇𝐴)2 = √0 + 0 + 0,75 36101,67132

≃ 31264,9645 𝑁𝑚𝑚 Tại tiết diện B:

𝑀𝑡𝑑𝐵 = √(𝑀𝑋𝐵)2 + (𝑀𝑌𝐵)2+ 0,75(𝑇𝐵)2 = √0 + 13422,57442+ 0,75 36101,67132

≃ 34024,4545 𝑁𝑚𝑚 Tại tiết diện C:

𝑀𝑡𝑑𝐶 = √(𝑀𝑋𝐶)2+ (𝑀𝑌𝐶)2+ 0.75(𝑇𝐶)2

= √15658,30562 + 32709,49262 + 0,75 36101,67132

≃ 47881,0134 𝑁𝑚𝑚 Tại tiết diện D:

𝑀𝑡𝑑𝐷 = √(𝑀𝑋𝐷)2+ (𝑀𝑌𝐷)2 + 0.75(𝑇𝐷)2 = 0 Tiết diện nguy hiểm tại C:

Đường kính trục lắp ổ lăn tại D chọn giống như tại tiết diện B:

Trục II:

Lực tác dụng lên trục từ các chi tiết quay của hệ thống:

Lực tác dụng của bộ truyền bánh răng cấp nhanh:

𝐹𝑡1 = 1019,5375 𝑁

𝐹𝑟1 = 389,3311 𝑁

𝐹𝑎1 = 323,6592 𝑁 Lực tác dụng của bộ truyền bánh răng cấp chậm:

⇒ 𝑅𝐴𝑦 = 𝐹𝑟1+ 𝐹𝑟2− 𝑅𝐷𝑦 = 389,3311 + 1324,0853 − 1080,1097 = 633,3067 𝑁 Xét mặt phẳng 𝑥𝑂𝑧:

Biểu đồ moment 𝑀𝑥 (𝑁𝑚𝑚):

Biểu đồ moment 𝑀𝑦 (𝑁𝑚𝑚):

Biểu đồ moment xoắn 𝑇 (𝑁𝑚𝑚):

Xác định moment tương đương tại các tiết diện 𝐴, 𝐵, 𝐶, 𝐷:

Tại tiết diện A và D:

𝑀𝑡𝑑𝐴 = 𝑀𝑡𝑑𝐷 = 0 Tại tiết diện B:

𝑀𝑡𝑑𝐵 = √(𝑀𝑋𝐵)2+ (𝑀𝑌𝐵)2+ 0,75(𝑇𝐵)2

= √72622,60512 + 2091,71912+ 0,75 122779,00752

= 128780,5559 𝑁𝑚𝑚 Tại tiết diện C:

𝑀𝑡𝑑𝐶 = √(𝑀𝑋𝐶)2+ (𝑀𝑌𝐶)2+ 0,75(𝑇𝐶)2

= √107023,95652 + 151629,48362+ 0,75 122779,00752

= 213896,3325 𝑁𝑚𝑚 Tiết diện nguy hiểm tại C:

Đường kính trục lắp bánh răng tại C:

Đường kính trục tại vị trí lắp ổ lăn tại A và D:

Chọn 𝑑𝐴 = 𝑑𝐷 = 30 𝑚𝑚

Trực III:

Lực tác dụng lên trục từ các chi tiết quay của hệ thống:

Lực tác dụng của bộ truyền bánh răng cấp chậm:

𝐹𝑡1 = 3467,3688 𝑁

𝐹𝑟1 = 1324,0853 𝑁

𝐹𝑎1 = 1100,7402 𝑁 Lực hướng tâm do xích tác dụng lên trục:

∑ 𝐹𝑥 = 𝐹𝑡1− 𝑅𝐴𝑥− 𝑅𝐶𝑥 = 0

⇒ 𝑅𝐴𝑥 = 𝐹𝑡1− 𝑅𝐶𝑥 = 3467,3688 − 1733,6844 = 1733,6844 𝑁 Biểu đồ moment 𝑀𝑥 (𝑁𝑚𝑚):

Biểu đồ moment 𝑀𝑦 (𝑁𝑚𝑚):

Biểu đồ moment xoắn 𝑇 (𝑁𝑚𝑚):

Xác định moment tương đương tại các tiết diện 𝐴, 𝐵, 𝐶, 𝐷:

Tại tiết diện A:

𝑀𝑡𝑑𝐴 = √(𝑀𝑋𝐴)2+ (𝑀𝑌𝐴)2+ 0,75(𝑇𝐴)2 = 0 Tại tiết diện B:

𝑀𝑡𝑑𝐵 = √(𝑀𝑋𝐵)2+ (𝑀𝑌𝐵)2+ 0,75(𝑇𝐵)2

= √296766,07422 + 109222,11722+ 0,75 417561,0722

= 480382,6707 𝑁𝑚𝑚 Tại tiết diện C:

𝑀𝑡𝑑𝐶 = √(𝑀𝑋𝐶)2+ (𝑀𝑌𝐶)2+ 0,75(𝑇𝐶)2 = √372973,39192 + 02+ 0,75 417561,0722

= 519496,9564 𝑁𝑚𝑚 Tại tiết diện D:

𝑀𝑡𝑑𝐷 = √(𝑀𝑋𝐷)2+ (𝑀𝑌𝐷)2+ 0,75(𝑇𝐷)2= √02+ 02+ 0,75 417561,0722

= 361618,496 𝑁𝑚𝑚 Tiết diện nguy hiểm tại C:

𝑑𝐶 ≥ √ 𝑀𝑡𝑑

𝐶0.1[𝜎]

Đường kính trục lắp bánh răng tại B:

𝒃𝒙𝒉𝒙𝒍 Chiều sâu rãnh then

Trên trục 𝒕 Trên may ơ 𝒕𝟏

II B 34 10 × 8 × 36 5 3,3

2.4.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện thỏa mãn điều kiện sau:

Ứng suất uốn thay đổi theo chu kì mạch động khi trục quay 1 chiều:

𝜏𝑎 = 𝜏𝑚 =𝜏𝑚𝑎𝑥

𝑇2𝑊0Trong đó: 𝑊0 là moment cản xoắn

Hệ số 𝜓𝜎, 𝜓𝜏 xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi phụ thuộc vào cơ tính của vật liệu

Chọn 𝜓𝜎 = 0,1; 𝜓𝜏 = 0,05

Hệ số tăng bền 𝛽 phụ thuộc vào phương pháp gia công bề mặt Chọn 𝛽 = 1,5

Hệ số 𝐾𝜎, 𝐾𝜏 đối với trục có rãnh then, tra bảng 10.8, tài liệu [1], chọn 𝐾𝜎 = 2,03, 𝐾𝜏 = 1,87

Trung gian

có độ dôi

Rãnh then

Trung gian

có độ dôi

𝑡2: chiều cao chịu tải của may ơ, (mm)

Theo số liệu ở bảng trên, ta thấy tại tiết diện 3-D (tiết diện lắp đĩa xích) khổng thỏa độ bền dập

Ta tăng chiều dài then 𝑙 = 63 𝑚𝑚

Kiểm nghiệm lại:

𝜎𝑑 = 2𝑇

𝑡2𝑑𝑙𝑙 =

2.417561,0713,92.40 (63 − 12)≃ 104,43 𝑀𝑃𝑎

𝜎𝑑− [𝜎𝑑]

104,43 − 100104,43 ≃ 4,24 < 5%

2.5 Tính toán ổ lăn

2.5.1 Tính toán ổ lăn trên trục I

Lực hướng tâm tác dụng lên các ổ:

Đối ổ bi đỡ chặn lực dọc trục phụ:

𝑄 = (𝑋𝑉𝐹𝑟+ 𝑌𝐹𝑎)𝐾𝜎𝐾𝑡Trong đó 𝑉 = 1 do vòng trong quay

Xét tỉ số:

𝐹𝑎𝐵

𝑉𝐹𝑟𝐵=

107,6284307,5098≃ 0,35 = 𝑒 Tra bảng 11.3, tài liệu [1], ta được 𝑋1 = 1; 𝑌1 = 0

Xét tỉ số:

𝐹𝑎𝐷

𝑉𝐹𝑟𝐷 =

431,2876646,6221≃ 0,67 > 𝑒 Tra bảng 11.3, tài liệu [1], ta được 𝑋1 = 0,45; 𝑌1 = 1,57

Theo bảng 11.2, tài liệu [1], chọn 𝐾𝜎 = 1,25

Vì 𝑄𝐷 > 𝑄𝐵 nên ta tính toán theo thông số tại D

Tải trọng tương đương:

𝐿 =60𝑛1𝐿ℎ

106 =60.1430.1.8.320.5

106 = 1098,24 𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔 Khả năng tải động tính toán của ổ:

𝐶𝑡𝑡 = 𝑄𝐸 √𝐿3 = 1165,5301√1098,243 10−3 ≃ 12,0251 𝑘𝑁 < [𝐶] = 14 𝑘𝑁 Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động:

𝑄0 = 𝑋0𝐹𝑟+ 𝑌0𝐹𝑎Theo bảng 11.6, tài liệu [1], ta có 𝑋0 = 0,5; 𝑌0 = 0,37

⇒ 𝑄0 = (0,5.646,6221 + 0,37.431,2876) 10−3≃ 0,4829 𝑘𝑁 < [𝐶0] = 9,17 𝑘𝑁 Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh

2.5.2 Tính toán ổ lăn trên trục II

Lực dọc trục:

𝐹𝑎 = 1100,7402 − 323,6529 = 777,0873 𝑁 Lực hướng tâm tác dụng lên các ổ:

𝐹𝑟𝐴 = 𝑅𝐴 = √𝑅𝐴𝑥2 + 𝑅𝐴𝑦2 = √41,01412+ 633,30672 ≃ 634,6334 𝑁

𝐹𝑟𝐷 = 𝑅𝐷 = √𝑅𝐷𝑥2 + 𝑅𝐷𝑦2 = √2406,81722+ 1080,10972 ≃ 2638,0686 𝑁 Chọn 𝐹𝑟𝐵 để tính sơ bộ 𝐹𝐹𝑎