ĐỒ án hệ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG thiết kế hệ thống dẫn động xe tải trên đường raytrụcphương án 5

XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Chọn động cơ

1.1.1 Chọn hiệu suất của động cơ

Hiệu suất truyền động của hệ thống: η = η br1 η br2 η nt η ol 3 =0,97.0.94.0,98.0.995 3 =0,8802

Hiệu suất của các bộ phận trong hệ thống truyền động rất quan trọng để đảm bảo hiệu quả hoạt động Cụ thể, hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc 1 cấp (được che kín) là η br1 = 0,97, trong khi hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (để hở) là η br2 = 0,94 Ngoài ra, hiệu suất của nối trục đàn hồi đạt η nt = 0,98 và hiệu suất của ổ lăn là η ol = 0,995 Những thông số này cho thấy sự cần thiết phải tối ưu hóa từng thành phần để nâng cao hiệu suất tổng thể của hệ thống.

1.1.2 Tính công suất cần thiết của động cơ

Công suất của bộ phận công tác là bánh xe:

1000 = 3 KW Suy ra công suất cần thiết của động cơ là

1.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Số vòng quay trên trục công tác: nct= 60000�

Hệ thống truyền động có thông số kỹ thuật là 60000.1,25 và tốc độ 400 Y,68 vòng/phút Tỷ số truyền sơ của hệ thống USB được xác định là uhgt.ubr.unt = 6.4.1 = 24 Trong đó, uhgt = 6 là tỷ số truyền của hộp giảm tốc, ubr = 4 là tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, và unt = 1 là tỷ số truyền của nối trục Thông tin này được tham khảo từ bảng 3.2 trong sách giáo trình "Tiết máy" của thầy Nguyễn Hữu Lộc.

Số vòng quay sơ bộ của động cơ là : nsb= usb.nct= 59,68 24= 1432,32 (vòng/phút)

Chọn động cơ điện thỏa mãn :

Pđc≥ P với P = 3,41 Kw nđc≈ nsb với nsb32,32 vòng/ phút

Chúng tôi đã lựa chọn động cơ SGA 112M với công suất 4KW và tốc độ quay 1440 vòng/phút, dựa trên thông tin trong phụ lục 15.2 của sách bài tập Chi tiết máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc.

Phân phối tỷ số truyền

Chọn tỉ số truyền của hệ thống dẫn động: u ch = n n dc lv = 59,68 1440 = 24,13

Tỷ số truyền trên hộp giảm tốc:u hgt = 6

Tỷ số truyền trên bánh răng:u br =4,02

Sai số tỉ số truyền: Δ%= 24,13−24 24 = 0.54%

Tính toán các giá trị công suất trên các trục:

Số vòng quay trên trục: n đc = 1440(vòng/phút) n I = n dc u nt = 1440

6 = 240(vòng/phút) n III = n II u br = 240

Momen xoắn trên các trục:

Bảng thông số kỹ thuật

Trục Động cơ I II III

Số vòng quay(vòng/phút) 1440 1440 240 59,70

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

- Thời gian phục vụ : L=6 năm

- Quay 1 chiều làm việc 2 ca (Làm việc 300 ngày / năm, 8 giờ /ca )

- Cặp bánh răng trong hộp giảm tốc ( bánh răng trụ răng thẳng, được che kín ):

Số vòng quay trục dẫn : n1= 1440 vòng/ phút Momen xoắn trên trục dẫn : T1= 22110,90 N.mm -Cặp báng răng trụ răng thẳng (để hở)

Số vòng quay trục dẫn : n2= 240 vòng/ phút Momen xoắn trên trục dẫn : T28288,33N.mm

2.1.1 Cặp bánh răng trụ răng thẳng ( để hở )

Chọn vật liệu thép 45C được tôi cải thiện cho cả bánh dẫn và bánh bị dẫn Theo bảng 6.13 trong giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc, bánh dẫn có độ rắn trung bình HB1 = 250, σb1 = 0 MPa, σch1 = 580 MPa Đối với bánh bị dẫn, độ rắn trung bình được chọn là HB2 = 228, σb2 = 0 MPa, σch2 = 450 MPa.

2.1.1.2 Xác định ứng suất cho phép :

*Số chu kì làm việc cơ sở:

*Vì bánh răng làm việc với chế độ tải và số vòng quay n không đổi:

NHE1=NFE1`.c.n2.Lh`.1.240.28800= 414720000 (chu kì )

�� = 414720000 4,02 = 103164179,1 (chu kì ) -Ta thấy NHE1> NHO1;NHE2> NHO2; NFE1>NFO1;NFE2>NFO2

Cho nên : KHL1=KHL2=KFL1=KFL2=1

Theo bảng 6.13 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau :

* Giới hạn mỏi tiếp xúc: σ OHlim = 2HB +70 ,suy ra σ OHlim1 = 2.250 +70 W0 MPa σ OHlim2 =2.228 + 70 R6 MPa

* Giới hạn mỏi uốn: σ OFlim =1,8HB σ OFlim1 =1,8.250 E0 MPa σ OFlim2 =1,8.228 = 410,4 MPa

* Ứng suất tiếp xúc cho phép :

- Tính toán sơ bộ : [σH] = σ OHlim � � � � � � � � ��

[σH2] = 526.0,9 1,1 C0,4 MPa -Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:

* Ứng suất uốn cho phép :

� KFLvới sF= 1,75 khi tôi cải thiện [σ F1 ] = 1,75 450 1 %7,14 MPa ; [σ F2 ] = 410,4 1,75 1#4,5 MPa

* Ứng suất quá tải cho phép :

[σ H ]max= 2,8 σch2= 2,8 45060 MPa [σF1]max =0.8.σch1=0,8.580 F4 MPa [σ F2 ]max =0.8.σch2=0,8.450 60 MPa

2.1.1.3 Xác định các thông số ăn khớp :

Chọn Z1 răng , khi đó Z2= 4,02.18 = 72,4 răng

Khi đó tỷ số truyền u = � � 2

1= 72 18 = 4 Sai số tỷ số truyền : Δ%= 4,02−4 4,02 100% = 0.5 %

* Hệ số dạng răng YF:

- Đối với bánh dẫn : YF1=3,47 + 13,2 �1 =3,47 + 13,2 18 = 4,20

- Đối với bánh bị dẫn YF2= 3,47 + 13,2 �2 = 3,47 + 13,2 72 = 3,653 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uốn):

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

Chọn hệ số chiều rộng vành răng ψbd = 0,8 theo bảng 6.16 và hệ số xét ảnh hưởng sự phân bố tải trọng không đều theo chiều rộng vành răng � �� =1,7 ,

� �� =1,35 theo bảng 6.4 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc

* Môđun m theo độ bền uốn : m = 3 � 2.� 2 � � � �

18 2 0,8.247 = 3,38 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn m = 5mm

* Đường kính vòng chia: d3= z1.m = 18.5 = 90 mm d4= z2.m r.5= 360 mm

- Bánh bị dẫn: b4= ψbd d1=0,8.90 r mm

2.1.1.4.Kiểm tra răng và độ bền uốn:

Vận tốc vòng của bánh răng : v = � � 1 � 2

Ta chọn cấp chính xác 9 với vgh=3 m/s

Dựa theo bảng 6.5 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc, ta chọn KFV=1,11, KHV=1,06

Do đó độ bền uốn được thỏa

2.1.1.5.Kiểm tra răng và độ bền tiếp xúc:

Hệ số xét đến cơ tính vật liệu ZM, xác định theo công thức:

Với cặp vật liệu đều bằng thép thì E1= E2= 2,1.10 5 MPa và 1=2= 0,3, khi đó ZM= 190 MPa 1/2

Ta chọn Zε=0,96 (Vì vật liệu làm bánh răng là thép C45)

Do đó độ bền tiếp xúc được thỏa.

2.1.1.6.Kiểm tra răng về quá tải :

Với hệ số quá tải :Kqt=1 Ứng suất tiếp quá tải: σ Hmax =[σH] � �� = 430,4 1= 430,4 MPa < [σH]max60 MPa σ F1max =σ F1 Kqtb,76 1b,76 MPa < [σ F1 ]max σ F2max =σF2 Kqt T,59 1T,59 MPa < [σF2]max

Do đó độ bền quá tải được thỏa

2.1.2 Cặp bánh răng trụ thẳng trong hộp giảm tốc 1 cấp

Mômen xoắn trên trục của bánh dẫn T I = 22110,90 N mm , số vòng quay n= 1440 vòng/phút

Khi chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn, thép C45 được cải thiện là lựa chọn tối ưu Theo bảng 6.13, đối với bánh dẫn, độ rắn trung bình cần đạt HB1= 200.

Thông số hình học Bánh răng trụ thẳng để hở

Số vòng quay (vg /phút) 240

18 72 Đường kính vòng chia(mm) 90

Vận tốc vòng (m/s) 1,13 với bánh răng bị dẫn ta chọn độ rắn trung bình HB20 Vật liệu này có khả năng chạy rà tốt.

2.1.2.2 Xác định ứng xuất cho phép

Số chu kỳ làm việc cơ sở:

*Vì bánh răng làm việc với chế độ tải và số vòng quay n không đổi:

NHE1=NFE1`.c.n1.Lh`.1.1440.28800 $88320000 (chu kì )

ℎ�� = 2488320000 6 = 414720000 (chu kì ) -Ta thấy NHE1> NHO1;NHE2> NHO2; NFE1>NFO1;NFE2>NFO2

Theo bảng 6.13 trong giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc, các giá trị KHL1, KHL2, KFL1 và KFL2 đều bằng 1 Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn của các bánh răng được xác định dựa trên các thông số này.

* Giới hạn mỏi tiếp xúc: σ OHlim = 2HB +70 ,suy ra σ OHlim1 = 2.200 +70 G0 MPa σ OHlim2 =2.180 + 70 C0 MPa

* Giới hạn mỏi uốn: σ OFlim =1,8HB σ OFlim1 =1,8.200 60 MPa σ OFlim2 =1,8.180 = 324 MPa

* Ứng suất tiếp xúc cho phép :

- Tính toán sơ bộ : [σ H ] = σ OHlim � � � � � � � � ��

*Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:

* Ứng suất uốn cho phép :

� KFLvới sF= 1,75 khi tôi cải thiện [σ F1 ] = 360

* Ứng suất quá tải cho phép :

[σ H ]max= 2,8 σch2= 2,8 3402 MPa [σ F1 ]max =0.8.σch1=0,8.450 F0 MPa [σF2]max =0.8.σch2=0,8.340 '2 MPa

2.1.2.3 Chọn hệ số ψ ba Chọn sơ bộ hệ số K H

- Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên chọn ψba =0,4 theo tiêu chuẩn: ψbd= ψ �� (� 2 ℎ�� +1) = 0,4.(6+1) 2 = 1,75

- Theo bảng 6.4, ta chọn KHβ= 1,07, KFβ= 1,13

2.1.2.4 Tính khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng a w , chọn môđun m, số răng :

- Theo tiêu chuẩn, ta chọn m = 2 mm

- Khi đó tỷ số truyền sau khi chọn bánh răng � ℎ�� = � � 2

- Sai số tỷ số truyền : Δ%= 6−6 6 100% = 0 %

* Đường kính vòng đỉnh: da1= d1+ 2m = 45,7 + 2.2 = 49,7 mm da2= d2+ 2m = 247,3 + 2.2 = 251,3mm

* Tính lại khoảng cách trục : aw= �(�2+�1)

- Bánh bị dẫn: b2= ψba aw=0,4.160dmm

2.1.2.5 Vận tốc vòng của bánh răng, chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: v = � � 60000 1 � 1 =� 45,7.1440

60000 = 3,45 m/s Theo bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác 9 với vgh=6 m/s

Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5, ta chọn:

2.1.2.6 Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

Hệ số xét đến cơ tính vật liệu ZM, xác định theo công thức:

Với cặp vật liệu đều bằng thép thì E1= E2= 2,1.10 5 MPa và 1=2= 0,3, khi đó ZM= 190 MPa 1/2

Ta chọn Zε=0,96 (Vì vật liệu làm bánh răng là thép C45)

Do đó độ bền tiếp xúc được thỏa.

2.1.2.7 Kiểm tra về độ bền uốn

Hệ số dạng răng Đối với bánh dẫn : YF1 =3,47 + 13,2 �1 =3,47 + 13,2 22 = 4,07

- Đối với bánh bị dẫn YF2= 3,47 + 13,2 �2 = 3,47 + 13,2 132 = 3,57 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uốn):

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn Ứng suất uốn : σ F1 = 2.� 1 � � �1 � �� � ��

Với hệ số quá tải :Kqt=1 Ứng suất tiếp quá tải: σ Hmax =[σ H ] � �� = 351,81 1= 351,81 MPa < [σ H ]max2 MPa σ F1max =σ F1 Kqt= 39,64.1= 39,64 MPa < [σ F1 ]max = 460 MPa σ F2max =σ F2 Kqt = 34,77 1= 34,77 MPa < [σ F2 ]max = 272 MPa

Do đó độ bền quá tải được thỏa

THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN

*Thông số thiết kế: Moment xoắn trên các trục:

Qui ước các kí hiệu:

 k : số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

 i : số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

 i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ

 i = 2 s : với s là số chi tiết quay

Thông số hình học Bánh răng trụ thẳng

Số vòng quay (vg /phút) 1440

22 132 Đường kính vòng chia(mm) 45,7

 � �1 : khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

 � �� : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k

 � ��� : chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục

 � ��� : khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ.

 � �� : chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k.

2.2.1 Chọn vật liệu và xác định đường kính sơ bộ của trục:

Chọn vật liệu là thép C45 có σ b = 750MPa , ứng suất xoắn cho phép là [τ] MPa

Xác định đường kính trục :

Vì trục 1 nối với động cơ qua khớp nối nên đường kính sơ bộ trục 1 phải là d1 = (0,8÷1,2).ddc= (0,8÷1,2).28 = (22,4÷33,6) (mm) nên ta chọn d1= 32 mm d2 ≥ 3 T2

Trục 1: d1= 32 (mm) ; Chiều rộng ổ lăn : b01= 21 (mm)

Trục 2: d2= 40 (mm) ; Chiều rộng ổ lăn : b02= 25 (mm)

2.2.2.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực k1= 15 (mm) : khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp k2= 15 (mm) : khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp k3= 20 (mm) : khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến nắp ổ hn= 20 (mm) : chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông

2.2.2.1.TRỤC 1: l12= -lc12= 0,5(lm12+b0) + k3+ hn= 0,5(51+25)+20+20 = 78 (mm)

Với lm12 = (1,4÷2,5)d1= (44,8÷80) = 51 mm: chiều dài nữa khớp nối l13 =0,5(lm13+b0)+k1+ k2= 0,5(69+25)+15+15 = 77 (mm)

Với lm13= (1,2÷1,5)d1= (30÷37,5) (mm) nhưng do chiều rộng bánh răng là b1= 69 (mm) nên ta tối thiểu lm13= b1= 69 mm : chiều dài mayo bánh răng trụ l11= 2.l13= 2.77 = 154 (mm)

2.2.2.2.TRỤC 2 l22= -lc22= 0,5(lm22+b0) + k3+ hn= 0,5(77+25)+20+20 = 91 (mm)

Do chiều rộng bánh răng là b3= 77(mm) nên lm22 = 77 (mm) : chiều dài mayo bánh răng trụ ngoài

Do chiều rộng bánh răng là b2= 64 (mm) nên lm22= 64 (mm) : chiều dài mayo bánh răng trụ thẳng trong hộp giảm tốc l21= 2.l23= 2.74,5 = 149 (mm)

2.2.3.PHÂN TÍCH LỰC LÊN BỘ TRUYỀN :

-Lực do cặp bánh răng trong hộp giảm tốc:

Lực hướng tâm: Fr1= Fr2= Ft1 tg20

��� 15,74 = 365,92 N Lực dọc trục: Fa1= Fa2= Ft1.tg= 967,65.tg15,74 = 272,72 N

-Lực do bộ truyền ngoài: (cặp bánh răng trụ răng thẳng để hở và lực nối trục )

-Lực do cặp bánh răng ngoài :

90 = 2850,85 NLực hướng tâm: Fr3 = Fr4= Ft3 tg20 = 2850,85.tg20 = 1037,62 N

Tìm phản lực tại các gối đỡ: với M1= Fa1.d1/2 = 272,72.45,7/2= 6231,65 N.mm

Từ công thức : d ≥ 3 π [τ] 16M suy ra : dB ≥25,53 mm, dA=dC≥ 20,18mm, dD= 18,66mm

Do trục vào hộp giảm tốc nối với động cơ có đường kính trục d (mm nên ta chọn d = (0,8÷1,2).d = 22

Do đó theo kết cấu ta chọn dD"mm ,dA= dC0 mm, dB= 40.7mm

Tìm phản lực tại các gối đỡ: với M2= Fa2.d2/2 = 272,72.274,3/2= 37403,54 N.mm

Từ công thức : d ≥ 3 π [τ] 16M suy ra : dA 0,47 mm, dB=dD= 39,81mm, dC5,34mm Theo tiêu chuẩn và theo kết cấu ta chọn dA 2mm, dB=dD@ mm dCPmm

2.2.4.Chọn và kiểm nghiệm then:

Trục 1 có 1 then, với đường kính d" mm,ta chọn then bằng có chiều rộng b= 6 mm; chiều cao h= 6 mm; chiều sâu rãnh then trên trục t = 3,5mm; chiều sâu rãnh mayo t1=2,6 mm Chọn l = 34 mm

Kiểm tra độ bền dập theo công thức

Kiểm tra độ bền cắt theo công thức:

Do đó thỏa điều kiện kiểm định

Trục có 2 then tại vị trí A và C:

Với d2mm Ta chọn then bằng có chiều rộng bmm; chiều cao h= 8mm; chiều sâu rãnh then trên trục t = 5mm; chiều sâu rãnh mayo t1=3,3mm Chọn l cmm

Kiểm tra độ bền dập theo công thức

Kiểm tra độ bền cắt theo công thức:

Do đó thỏa điều kiện kiểm định

Với dPmm Ta chọn then bằng có chiều rộng bmm; chiều cao h=9mm; chiều sâu rãnh then trên trục t =5,5mm; chiều sâu rãnh mayo t1=3,3mm. Chọn l Pmm

Kiểm tra độ bền dập theo công thức

Kiểm tra độ bền cắt theo công thức:

Do đó thỏa điều kiện kiểm định.

2.2.5 Kiểm nghiệm độ bền trục:

*Kiểm nghiệm đồ bền mỏi:

Tại B không có lực dọc trục nên ứng suất pháp tại tiết diện này thay đổi theo chu kì đối xứng với biên độ � � =� � = � �

�,� � =0 Khi đó momen cản uốn:

Suy ra� � =� � = � �� 2 � +� �� 2 = 16434,25 1045,36 2 +44664,61 2 = 45,52 MPa Momen cản xoắn :

0 = 22110,9 2090,72 ,57 MPa Khi ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động: τ a =τ m = 2 τ = 10,57 2 = 5,28 MPa

-� σ =1,75 , � τ =1,5 : Hệ số ảnh hưởng đến sự tập trung ứng suất đến độ bền mỏi

-ψ � =0,025 , ψ � =0.0175: Hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi của vật liệu

-� � =0,88 và � � =0,81 : hệ số kích thước tra theo bảng 10.4 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc

-�=0,9 : Hệ số tăng bền của bề mặt

-� −1 %5,� −1 8 : giới hạn mỏi của vật liệu

*Hệ số an toàn tại B được xác định theo công thức:

Do đó điều kiện bền mỏi được thỏa.

Kiểm nghiệm đồ bền tĩnh là cần thiết để đảm bảo trục không bị biến dạng dẻo quá mức hoặc gãy do quá tải đột ngột Việc thực hiện kiểm nghiệm này giúp đánh giá khả năng chịu lực của trục trong các điều kiện làm việc khác nhau.

[σ]qt=0,8σ ch =0,8.540= 432MPa σ td = � 2 + 3� 2 = 45,52 2 + 3.10,57 2 = 49,06 MPa≤[σ]qt= 432MPa Thỏa điều kiện bền tĩnh

Tiết diện nguy hiểm tại vị trí B

Tại B không có lực dọc trục nên ứng suất pháp tại tiết diện này thay đổi theo chu kì đối xứng với biên độ � � =� � = � � � ,� � =0

Suy ra� � =� � = � �� 2 � +� �� 2 = 94423,42 6283,18 2 +259427,35 2 = 43,93 MPa Momen cản xoắn W0= �� 16 3 = �.40 16 3 566,37MPa τ= �

12566,37 = 10,2 MPaKhi ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động: τ a =τ m = τ

-� σ =1,75 , � τ =1,5 : Hệ số ảnh hưởng đến sự tập trung ứng suất đến độ bền mỏi

-ψ � =0,025 , ψ � =0.0175: Hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi của vật liệu

-� � =0,84 và � � =0,78 : hệ số kích thước tra theo bảng 10.4 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc

-�=0,9 : Hệ số tăng bền của bề mặt

-� −1 %5,� −1 8 : giới hạn mỏi của vật liệu

*Hệ số an toàn tại B được xác định theo công thức:

Do đó điều kiện bền mỏi được thỏa.

Kiểm nghiệm đồ bền tĩnh là quá trình quan trọng nhằm đảm bảo rằng trục không bị biến dạng dẻo quá mức hoặc gãy khi gặp phải tải trọng đột ngột Việc thực hiện kiểm nghiệm này giúp đánh giá khả năng chịu tải và độ bền của trục trong các điều kiện làm việc thực tế.

[σ]qt=0,8σ ch =0,8.540= 432MPa σ td = � 2 + 3� 2 = 43,93 2 + 3.10,2 2 G,34 MPa≤[σ]qt= 432MPa

Thỏa điều kiện bền tĩnh

TÍNH CHỌN Ổ LĂN

Thời gian làm việc : Lh(800 giờ

Số vòng quay n140( vòng/ phút) Tải trọng phân bố lên các ổ:

-Tải trọng hướng tâm lên ổ A:

-Tải trọng hướng tâm lên ổ C:

Do đó ta cho ổ bi đỡ- chặn, chọn cở trung, góc tiếp xúcα 0

Kí hiệu ổ d(mm) D(mm) B(mm) C(N) C0(N)

- Chọn V= 1: vì vòng trong ổ lăn quay

- Chọn Kt =1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ

� σ =1,2 : hệ số ảnh xét đến ảnh hưởng đặc tính của tải trọng

-Lực dọc trục tác động vào ổ A và B do lực hướng tâm Fr gây ra :

- Vì SA>SCvà Fa>0 suy ra : Fa1= SA8,5N

- Theo kết quả tính toán ta thấy ổ C chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ C

10 6 $88 triệu vòng -Khả năng tải động tính toán

Vì Ct FrDsuy ra ta chọn tính toán ở ổ B

Do đó ta cho ổ bi đỡ , chọn cở nặng,

Kí hiệu ổ d(mm) D(mm) B(mm) C(kN) C0(kN)

- Chọn V= 1: vì vòng trong ổ lăn quay

- Chọn Kt =1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ

� σ =1,2 : hệ số ảnh xét đến ảnh hưởng đặc tính của tải trọng

- Khả năng tải đông tính toán :

Ct=Q � �b69,30 3 414,72F752,41N -Vì Ct Q0=� � R24,42N với � 0 =0,6 và� 0 =0,5 -Như vậy� 0 n2= 240 ( vòng/ phút)

TÍNH TOÁN NỐI TRỤC

Momen xoắn : T"614,93 N.mm = 22,61 N.m Đường kính trục động cơ: dđc( mm Đường kính trục đầu: d" mm

Ta chọn nối trục vòng đàn hồi

Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng đàn hồi:

Kiểm nghiệm sức bền chốt:

Với k =1,5: hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy

Vậy vòng đàn hồi và chốt thỏa điều kiện bền

CHỌN THÂN MÁY, BULONG, CÁC CHI TIẾT PHỤ, DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP 1 CHỌN THÂN MÁY

CÁC CHI TIẾT LIÊN QUAN ĐẾN KẾT CẨU VỎ HỘP

Mặt ghép giữa nắp và thân hộp phải nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục, với lỗ trụ có đường kính D được gia công đồng thời trên cả nắp và thân Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công, cần sử dụng 2 chốt định vị Việc sử dụng chốt định vị giúp tránh biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bulông, từ đó loại trừ một trong những nguyên nhân chính gây hỏng ổ.

Ta dùng chốt định vị hình côn có các thông số sau: d c l

- Che chắn ổ lăn kháng bụi từ bên ngoài.

- Làm bằng vật liệu GX15-32

Kết cấu các nắp ổ trong hộp giảm tốc.

2.3 Cửa thăm: Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào trong hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp.

Trên nắp có lắp thêm nút thông hơi Kích thước cửa thăm được chọn như sau:

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng cao, gây áp suất bên trong Để điều hòa không khí và giảm áp suất, nút thông hơi được sử dụng Nút thông hơi này được lắp đặt trên nắp cửa thăm của hộp.

Kích thước nút thông hơi:

Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn hoặc biến chất do bụi và hạt mài, do đó cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, có lỗ tháo dầu ở đáy hộp, và trong quá trình làm việc, lỗ này được bịt kín bằng nút tháo dầu.

- Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu như sau : d B C D D1 L f

- Đê kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu.

CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC

Vòng phớt là một thiết bị lót kín quan trọng, giúp bảo vệ ổ khỏi bụi bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác, ngăn ngừa hiện tượng mài mòn và han gỉ Ngoài ra, nó còn có chức năng ngăn chặn dầu rò rỉ ra ngoài Tuổi thọ của ổ lăn phụ thuộc rất nhiều vào hiệu quả của vòng phớt trong việc giữ gìn sự sạch sẽ và bền bỉ cho ổ.

Vòng phớt được sử dụng phổ biến nhờ vào kết cấu đơn giản và khả năng thay thế dễ dàng Tuy nhiên, nhược điểm của nó là nhanh chóng bị mòn và tạo ra ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao.

3.2 Vòng chắn dầu: Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp.

BẢNG TỔNG KẾT BULONG

 Bu long ghép bích nắp và thân: d3, chọn M10x40

 Vít ghép nắp cửa thăm: d5=8, M8x15

DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP

-Căn cứ vào các yêu cầu làm việc của từng chi tiết trong hộp giảm tốc, ta chọn các kiểu lắp ghép sau:

Để đảm bảo vòng trong ổ lăn chịu tải tuần hoàn không trượt trên bề mặt trục trong quá trình làm việc, cần lắp ghép theo hệ thống trục lắp trung gian Việc chọn mối lắp k6 và lắp trung gian có độ dôi sẽ giúp tạo điều kiện cho việc mòn đều của ổ, đảm bảo hiệu suất hoạt động ổn định khi quay.

Vòng ngoài của ổ lăn không quay, do đó nó phải chịu tải cục bộ và được lắp theo hệ thống lỗ Để ổ có thể di chuyển dọc trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình làm việc, kiểu lắp trung gian H7 được lựa chọn.

5.2 Lắp ghép bánh răng trên trục:

-Bánh răng lắp lên trục chịu tải vừa, tải trọng thay đổi, va đập nhẹ, ta chọn kiểu lắp ghép H7/k6.

5.3 Lắp ghép nắp ổ và thân hộp:

-Để dễ dàng cho việc tháo lắp và điều chỉnh, ta chọn kiểu lắp lỏng H7/e8.

5.4 Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục:

-Để dễ dàng cho tháo lắp, ta chọn kiểu lắp trung gian H7/Js8

-Để đảm bảo độ đồng tâm và không bị sút, ta chọn kiểu lắp chặt P7/h8.

-Theo chiều rộng, chọn kiểu lắp trên trục là P9/h8 và kiểu lắp trên bạc là

-Theo chiều cao, sai lệch giới hạn kích thước then là h11.

-Theo chiếu dài, sai lệch giới hạn kích thước then là h14.

BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP

EI (  m) es (  m) ei (  m) Độ dôi lớn nhất Độ hở lớn nhất

Bánh răng 2 50 H7/ k6 +30 0 +21 +2 21 28 Ổ BI ĐỠ CHẶN d Ổ vòng ngoài

Trục II 40 H7/ k6 +25 0 +18 +2 18 23 bxh Then (trục)

Then (bánh răng + bánh xích + nối trục)

Vòng chắn dầu – trục I 25 H7/js8 +21 0 +16 -16 16 37

Vòng chắn dầu – trục II 45 H7/js8 +25 0 +19 -19 19 44

Vòng phớt – trục II 35 H7/ js8 +25 0 +19 -19 19 44

Nắp bích ổ lăn trục II 110 H7/h6 +35 0 0 -22 0 57

Năp cửa thăm – nắp hộp

Qua thời gian thực hiện đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí, nhóm em đã nâng cao khả năng phân tích công việc thiết kế và cải thiện kỹ năng xác định vấn đề cho bài toán thiết kế.

Môn học này tập trung vào tính hệ truyền động, giúp sinh viên phát triển khả năng xử lý thực tiễn và kết hợp kiến thức đã học để tính toán và lựa chọn phương án thiết kế tối ưu.

Mặc dù nhóm em đã nỗ lực hoàn thành đồ án với cường độ làm việc cao và sự hướng dẫn tận tình từ các thầy cô khoa Cơ khí, nhưng do hạn chế về kiến thức và kinh nghiệm thực tiễn, đồ án vẫn còn nhiều thiếu sót Chúng em rất mong nhận được sự sửa chữa và góp ý từ quý thầy cô để có thể rút kinh nghiệm và nâng cao kiến thức cho bản thân.

Nhóm em xin chân thành cảm ơn sự giúp đỡ của quý thầy cô khoa Cơ khí và sự hướng dẫn tận tình của thầy Phạm Minh Tuấn

[1].Trịnh Chất – Lê Văn Uyển: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 và Nhà xuất bản giáo dục, 2018.

[2].Nguyễn Hữu Lộc: Cơ sở thiết kế máy Nhà xuất bản Đại học quốc gia TP.

[3].Trần Hữu Quế: Vẽ kỹ thuật cơ khí, tập 1 và 2 Nhà xuất bản giáo dục,2018.