ĐỒ án môn học cơ sở THIẾT kế máy 2 đề tài THIẾT kế hệ dẫn ĐỘNG THÙNG TRỘN

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN

chọn động cơ

Động cơ điện có thông số thỏa mãn

Dựa vào phục lục P1.3 [1] ta chon động cơ có thông số sau:

Kiểu động Công suất, Vận tốc quay, cos η% T max Tk cơ (kW) (vg/ph) T dn T dn

2 download by : skknchat@gmail.com

Tỷ số truyền thực sự lúc này là:

1.2 : Phân bố tỷ số truyền.

Tỷ số truyền của hệ dẫn

Tỷ số truyền chọn sợ bộ là: u hgt 13

Bộ truyền xích : u x n dc 1458 n 2,12 lv

',5 n lv 53 Đối với hộp giảm tốc bánh răng đồng trục, tỷ số truyền của cấp nhanh được lấy bằng cấp chậm: u 1 u 2 u hgt 13 3, 60

Tỉ số cuối cùng của hộp giảm tốc : u hgt u 1 u 2 3, 60.3, 60 12,96

Sai số tỷ số truyền hộp giảm tốc :

Công suất trên các trục

Công suất động cơ của trục III :

Công suất động cơ của trục II :

Công suất động cơ của trục I :

Số vòng quay trên các trục

Mô men xoắn trên các trục

Momen xoắn trên trục I là:

Momen xoắn trên trục II là:

Momen xoắn trên trục III là:

Ta chọn động cơ 4A132M4Y3 với bảng đặc tính kỹ thuật sau

Trục Động cơ I II III Công tác

TINH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN

Chọn loại xích

Cách thông số đầu vào của động cơ và tỉ số của bộ truyền xích:

 Chọn loại xích ống con lăn có số

Xác định số răng của đĩa xích

 Do đó số răng đĩa lớn là z

2max 120 răng nên bộ truyền thỏa mãn điều kiện hạn chế độ tăng bước xích của bộ truyền xích ống.

Các hệ số điều kiện sử dụng

Theo công thức (5.3) Tài liệu [1], công suất tính toán:

5 download by : skknchat@gmail.com n 01 200 k n n

Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 Tài liệu [1]. k k 0 k a k dc k d k c k bt 1.1.1.1,2.1,25.1,3 1,95

0 1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền.

(Đường tâm của xích làm với phương ngang 1 góc < 60 o )

- k a 1 : Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích.

1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích (Điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích)

- k d 1,2 : Hệ số tải động, kể đến ảnh hưởng của tải trọng.

- k c 1,25 : Hệ số kể đến độ làm việc của bộ truyền (Làm việc 2 ca/1 ngày)

- k bt 1,3 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn.

(Môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II ( đạt yêu cầu))

Xác định số bước xích

Theo bảng 5.5 Tài liệu [1] với n01 0vg/ph, ta chọn truyền xích 1 dãy có bước xích pc 8,1mm.

Kiểm tra số vòng quay tới hạn

Theo bảng 5.2 Tài liệu [1] số vòng quay tới hạn n th 600 vg / ph nên điều kiện n n th được thỏa mãn.

Tính toán vận tốc trung bình

Lực vòng có ích

Tính toán kiểm nghiệm bước xích

Do bước xích p c 38,1mm thỏa mãn yêu cầu

Xác định khoảng cách trục và số mắt xích

Chọn khoảng cách trục a 40.p c 40.38,1 1524mm

Tính chiều dài dây xích

Tính chính xác khoảng cách trục

7 download by : skknchat@gmail.com z +z

Chọn a 1530mm (giảm khoảng cách trục 0,002 0,004 a ).

Kiểm tra số lần va đập của xích trong một giây

Theo công thức (5.14) Tài liệu [1]: i= 15.X z 1 n 1

Kiểm nghiệm hệ số an toàn

Theo công thức (5.15) Tài liệu [1]: d tov

: Tải trọng phá hỏng, khối lượng 1m xích q m 5,5kg.

: Hệ số tải trọng động, tải va đạp nhẹ và tải trọng máy bằng 150% tải trọng làm việc.

:Lực căng do lực li tâm. v

Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, do bộ truyền nằm ngang nghiêng

 Bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

Theo công thức (5.18) Tài liệu [1] ta có: σH =0,47 kr Ft K đ +F vđ E σH

F t 4932,58N : Lực vòng. k r 0,42 : Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích( z

1 25 ) K đ 1,2v : Hệ số tải trọng động( tải va đập nhẹ). k đ 1 : Hệ số phân bố không đều tài trọng.

: Lực va đập trên 1 dãy xích.

: Diện tích chiếu của bản lề.

Do đó ta dung thép 45 tôi cải thiện đặt độ rắn bề mặt HB170 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc [

H ] 600 MPa sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho bánh đĩa 1. Đĩa xích 2:

F t 4932,58N : Lực vòng. k r 0,23 : Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích( z

K đ 1,2 : Hệ số tải trọng động( tải va đạp nhẹ). k đ 1 : Hệ số phân bố không đều tải trọng.

9 download by : skknchat@gmail.com σ H 1 σ H σ H 1 =0,47

: Lực va đập trên 1 dãy xích.

Diện tích chiếu của bản lề. σ

@0,12MPa 395.1 σ H 2 σ H Do đó ta dung thép 45 tôi cải thiện đặt độ rắn bề mặt HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc [

H ] 600 MPa sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho bánh đĩa 2.

Lực tác dụng lên trục

Với k x 1,15 : Hệ số kể đến trọng lượng xích khi nghiêng 1 góc < 60 o

Lực căng do lực li tâm: F v 17,42N

Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, do bộ truyền nằm ngang

Xác định thông số đĩa xích

Theo công thức (5.17) Tài liệu [1] và bảng 14.4b Tài liệu [2]: Đường kính vòng chia: d1 = pc

2 53 nghiêm 1 góc < 40 o Đường kính vòng đỉnh răng:

10 download by : skknchat@gmail.com π π d a1 =p c 0,5+cotg 8,10,5+cotg 20,64mm z

Bán kính đáy răng: r 0,5025.d 1 0,05 0,5025.22,23 0,05 11,22mm

1 22,23 tra bảng 5.2 Tài liệu [1]. Đường kính vòng đáy răng: d f 1 d 1 2r 303,98 2.11,22 281,54mm d f 2 d 2 2r 643,14 2.11, 22 620,7mm Đường kính vành đĩa: π π d v1 =p c cotg -1,2h8,1.cotg -1,2.36,2%8,15mm z 25

Với h 36,2 tra bảng 5.2 Tài liệu [1].

Bảng 2.1: Thông số cơ bản của bộ truyền xích

Thông số Kí hiệu Công thức tính đĩa xích

Bánh dẫn Bánh bị dẫn

11 download by : skknchat@gmail.com Đường kính vòng chia d 303,98mm 643,14mm Đường kính vòng đỉnh d a 320,64mm 661,06mm Đường kính vòng đáy d f 281,54mm 620,70mm Đường kính vành đĩa d v 258,15mm 598,57mm

Tính toán thiết kế các chi tiết máy

2.2.1 Tính toán bộ truyền cấp nhanh.

2.2.1.1 Chọn vật liệu và nhiệt luyện bánh răng.

Do bộ truyền tải có tải trọng trung bình và không có yêu cầu đặc biệt, chúng ta sẽ chọn vật liệu làm cập bánh răng theo bảng 6.1 trong tài liệu [1].

Bánh răng chủ động: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241….285 có 850MPa

, ch1 580MPa ,ta chọn độ rắn HB

Bánh răng bị động: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có 750MP

, ta chọn độ rắn HB

2.2.1.2 Ứng suất cho phép. a Ứng suất tiếp xúc cho phép Ta có: σH =σ0H lim

Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kì cơ sở được cho trong bảng 6.2[1]: σ 0H lim12H 1 70 2.250 70 570MPa σ 0H lim 22H 2 70 2.235 70 540MPa

Hệ số tuổi thọ KHL được xác định theo công thức (6.3) Tài liệu [1]:

K HL = m H N HO N HE trong đó: NHE - số chu kỳ làm việc tương đương

N HO - số chu kỳ làm việc cơ sở m H - bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6.

Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo công thức (6.7) Tài liệu [1]:

Vì số vòng quay chỉ ăn khớp một lần nên c 1 n T i

60.1 3,6 36000 1 36 32 0,75 36 32 14,1.10 chu kỳ Theo công thức (6.5) ta có:

NHO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc

HE 1 N HO1 , N HE 2 N HO 2 nên K HL1 K HL 2 1

Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.2 Tài liệu [1]: s H 1,1

Theo công thức (6.1a) ta có:

H S H Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng : σH1 = 570.1

1,1 MPa Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên theo công thức (6.12)Tài liệu [1] ta có:

Với cấp nhanh dùng răng nghiêng và tính ra N HE đều lớn hơn N HO nên K

H minH 2 490, 9 b Ứng suất uốn cho phép.

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo (6.2a) Tài liệu [1] với bộ truyền quay 1 chiều (K FC = 1), ta được:

Giới hạn mỏi uốn, tương ứng với chu kỳ cơ sở NFO được chọn, phụ thuộc vào độ rắn bề mặt và phương pháp nhiệt luyện, như được chỉ ra trong bảng 6.2 của tài liệu [1].

Hệ số tuổi thọ KFL xác định theo công thức 6.4 Tài liệu [1].

Số chu kỳ cơ sở:

Số chu kỳ làm việc tương đương theo công thức (6.8) Tài liệu [1]:

Do toàn bộ số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở nên ta có:

Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.2 Tài liệu [1]: s

F 1,75 Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng: σ F1 = 450.1

15 download by : skknchat@gmail.com σF2 = 423.1

2.2.1.3 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng. a) Hệ số chiều rộng vành răng

Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.6 Tài liệu [1] ψba =0,28

Ta suy ra giá trị ψ bd dựa vào công thức (6.16)Tài liệu

[1] ψbd =0,53.ψ ba (u 1) 0,53.0,28.(3,6 1) 0,68 b) Hệ số tập trung tải trọng K

Khoảng cách trục được tính theo công thức (6.15a) Tài liệu [1]: a w K a (u 2 1) 3

Ka : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

T2 : Mômen xoắn trên trục bị động

2.2.1.5 Thông số ăn khớp. a) Môđun răng

Khi H 1, H 2 350HB theo công thức (6.17)Tài liệu [1]

16 download by : skknchat@gmail.com m 0,01 0,02 a w 2 4mm chọn m 2 theo tiêu chuẩn. b) Số răng các bánh răng Đối với bánh răng nghiêng ngoài số răng ta còn phải chọn góc nghiêng β

20 o β 8 o theo công thức 6.31Tài liệu [1]

Số răng bánh bị dẫn: z 2 =z 1 uA.3,67,6 răng ta chọn z

2 149 răng Ta tính lại tỷ số truyền thực: u m = z

3,6 z 1 41 Theo công thức (6.32)Tài liệu [1] β=arccos m(z

2.2.1.6 Xác định kích thước bộ truyền.

Theo bảng 6.11 Tài liệu [1]: Đường kính vòng chia: d = mz1 2.41

313,67mm cosβ cos18,19 o cosβ cos18,19 o

1 ; 2 Đường kính vòng lăn: d w1 d 1 ; d w 2 d 2 Đường kính vòng đỉnh: d a1 d 1 2m 86,31 4 90,31mm ; d a 2 d 2 2m 313,67 4 317,67mm Đường kính vòng đáy: d f 1 d 1 2,5m 86,31 5 81,31mm ;

17 download by : skknchat@gmail.com d f 2 d 2 2,5m 313,67 5 308,67mm

Bề rộng bánh răng: bw1 =aw ψba 200.0,28 56mm

2.2.1.7 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền.

Vận tốc vòng bánh răng, theo công thức (6.40) Tài liệu [1]. v= πd w1 n

Theo bảng 6.13 Tài liệu [1] ta chọn cấp chính xác 8.

2.2.1.8 Hệ số tải trọng động.

Với vận tốc v 6, 62 m / s và cấp chính xác 8 tra bảng P2.3[1] ta xác định hệ số tải trọng: K

2.2.1.9 Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền.

F t 1 2T 1 2.62291,15 1435,78N d w1 86,31 Lực hướng tâm: tg tg20 a tw arc tg arctg 21,06 cos cos18,19

F r 1 F t 2 tg tw 1435, 78.tg21, 06 585, 04N cos cos18,19

2.2.1.10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc tính toán theo công thức (6.33) [1]:

-Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc với bánh răng trụ nghiêng, theo công thức (6.34)[1] :

Z H 2 cos 2 cos18,19 1,67 sin 2 tw sin 2.21, 06

-Hệ số cơ tính vật liệu theo bảng 6.5-trang 96-[1]: Z

-Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc, theo (6.36c) [1]:

Giá trị trùng khớp ngang :

-Hệ số tải trọng, theo (6.39) [1]:

86,3156.3,6 Vậy bộ truyền cấp chậm thỏa mãn độ bền tiếp xúc.

2.2.1.11 Kiểm nghiệm ứng suất uốn.

- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

Y 1 140 0,86 - Hệ số độ nghiêng của răng trụ răng nghiêng.

F 2 - Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc số răng tương đương z v1 z 1 41

K F - Hệ số tải trọng khi tính về uốn, theo (6.45) [1]:

3, 65 Vậy độ bền uốn thỏa mãn.

Bảng 2.3: Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh

Chiều rộng vành răng b w1 56 5 61và b w2 56

Hệ số dịch chỉnh x 1 0 x 2 0 Đường kính vòng chia d 1 86,31 d 2 313,67 Đường kính đỉnh răng d a1 90,31 d a2 317,67 Đường kính đáy răng d f 1 81, 31 d f 2 308,67

2.2.2 Tính toán bộ truyền cấp chậm.

2.2.2.1 Chọn vật liệu và nhiệt luyện bánh răng.

Dựa trên bảng 6.1 trong tài liệu [1], chúng tôi chọn vật liệu cho bộ bánh răng của bộ truyền tải có tải trọng trung bình, không có yêu cầu đặc biệt nào.

Bánh răng chủ động: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241….285 có b1 850MPa

. Bánh răng bị động: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có b2 750MPa

2.2.2.2 Ứng suất cho phép a Ứng suất tiếp xúc cho phép Ta có: σH =σ0H lim

Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kì cơ sở được cho trong bảng 6.2[1]: σ0H lim1 2H 1 70 2.250 70 570MPa

21 download by : skknchat@gmail.com σ0H lim 2 2 H 2 70 2.235 70 540MPa

Hệ số tuổi thọ KHL được xác định theo công thức (6.3) Tài liệu [1]:

K HL = m H N HO N HE trong đó: NHE - số chu kỳ làm việc tương đương

NHO - số chu kỳ làm việc cơ sở m H - bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6.

Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo công thức (6.7) Tài liệu [1]:

Vì số vòng quay chỉ ăn khớp một lần nên c 1 n T i

3,6 36 32 36 32 chu kỳ Theo công thức 6.5 ta có

NHO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc

HE 1 N HO1 , N HE 2 N HO 2 nên K HL1 K HL2 1

Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.2 Tài liệu [1]: s H 1,1 Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng : σH1 = 570.1

1,1 MPa Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên theo công thức (6.12)Tài liệu [1] ta có:

Với cấp chậm dùng răng nghiêng và tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên KHL = 1, do đó

H minH 2 490, 9 b Ứng suất uốn cho phép.

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo (6.2a) Tài liệu [1] với bộ truyền quay 1 chiều (K FC = 1), ta được:

Giới hạn mỏi uốn, tương ứng với chu kỳ cơ sở NFO, phụ thuộc vào độ rắn bề mặt và phương pháp nhiệt luyện, theo bảng 6.2 trong Tài liệu [1].

Hệ số tuổi thọ KFL xác định theo công thức 6.4 Tài liệu [1].

Số chu kỳ cơ sở:

Số chu kỳ làm việc tương đương theo công thức (6.8) Tài liệu [1]:

Do toàn bộ số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở nên ta có:

Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.2 Tài liệu [1]: s

F 1,75 Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng: σ F1 = 450.1

24 download by : skknchat@gmail.com σF2 = 423.1

2.2.2.3 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng a Hệ số chiều rộng vành răng

Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.6 Tài liệu

Ta suy ra giá trị ψ bd dựa vào công thức (6.16)Tài liệu

[1] ψbd =0,53.ψ ba (u 1) 0,53.0,3.(3,6 1) 0,73 b Hệ số tập trung tải trọng K

Vì đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên a w 200mm

2.2.2.5 Thông số ăn khớp a) Môđun răng

Khi thiết kế bánh răng, cần tuân thủ tiêu chuẩn H1, H2 với kích thước không vượt quá 350HB theo công thức (6.17) trong tài liệu [1], với m = 0,01 và 0,02 Đối với bánh răng nghiêng, ngoài việc chọn số răng, còn cần xác định góc nghiêng β để đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu.

20 o β 8 o theo công thức 6.31Tài liệu [1]

Số răng bánh bị dẫn: z 2 =z 1 uA.3,67,6 răng ta chọn z

2 149 răng Ta tính lại tỷ số truyền thực:

25 download by : skknchat@gmail.com u m = z

3.6 z 1 41 Theo công thức (6.32)Tài liệu [1] β=arccos m(z 1 +z 2 ) =arccos 2(41 149) 18,19 o

2.2.2.6 Xác định kích thước bộ truyền

Theo bảng 6.11 Tài liệu [1]: Đường kính vòng chia: d = mz1 2.41

313, 67mm cosβ cos18,19 o cosβ cos18,19 o

3 ; 4 Đường kính vòng lăn: d w 3 d 3 ; d w 4 d 4 Đường kính vòng đỉnh: d a 3 d 3 2m 86,31 4 90,31mm ; d a 4 d 4 2m 313,67 4 317,67mm Đường kính vòng đáy: d f 3 d 3 2,5m 86,31 5 81,31mm ; d f 4 d 4 2,5m 313,67 5 308,67mm

Bề rộng bánh răng: bw =aw ψba 200.0,3 60mm

2.2.2.7 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền

Vận tốc vòng bánh răng, theo công thức (6.40) Tài liệu [1]. v= πd w3 n

Theo bảng 6.13 Tài liệu [1] ta chọn cấp chính xác 9.

2.2.2.8 Hệ số tải trọng động

Với vận tốc v 1,84 m / s và cấp chính xác 9 tra bảng P2.3[1] ta xác định hệ số tải trọng: K Hv 1,03; K Fv 1,07

2.2.2.9 Xác định giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

Lực hướng tâm: tg tg20 a tw arc tg arctg 21,06 cos cos18,19

F r 3 F t 3 tg tw 4967, 69.tg21, 06 2024, 21N cos cos18,19

2.2.2.10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc tính toán theo công thức (6.33) [1]:

1) b w u m hình dạng bề mặt tiếp xúc với bánh răng trụ nghiêng, theo công thức

Z H 2 cos 2 cos18,19 1,67 sin 2 tw sin 2.21, 06

-Hệ số cơ tính vật liệu theo bảng 6.5-trang 96-[1]: Z

-Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc, theo (6.36c) [1]:

1,68 Giá trị trùng khớp ngang :

-Hệ số tải trọng, theo (6.39) [1]:

Vậy bộ truyền cấp chậm thỏa mãn độ bền tiếp xúc.

2.2.2.11 Kiểm nghiệm ứng suất uốn

0,59 1,68 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

140 0,87 - Hệ số độ nghiêng của răng trụ răng nghiêng.

F 2 - Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc số răng tương đương z v1 z 1 41

K F - Hệ số tải trọng khi tính về uốn, theo (6.45) [1]:

Vậy độ bền uốn thỏa mãn.

Bảng 2.3: Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm

Chiều rộng vành răng b w3 60 5 65 và b w4 60

Hệ số dịch chỉnh x 1 0 x 2 0 Đường kính vòng chia d 3 86,31 d 4 313,67 Đường kính đỉnh răng d a3 90,31 d a4 317,67 Đường kính đáy răng d f 3 81,31 d f 4 308,67

Tính toán thiết kế trục và then

Thiết kế trục I, trục II và trục III trong hộp giảm tốc có các thông số đầu vào:

T 1 62291,15N.mm ; T 2 215523,45N.mm ; T 3 745324,44N.mm ; n 1 1458vg / ph ; n 2 405vg / ph ; n 3 112,5vg / ph

Quy ước các ký 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

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

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

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

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

 B ki : chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k

2.3.1: Vật liệu chế tạo trục và ứng suất cho phép.

Thép C45 có các ứng xuất theo : b 785MPa ; ch 540MPa ; ch 324MPa ;

; 85, 70, 65 ứng với trục có đường kính lần lượt

Chọn; 15MPa đối với trục vào; 30MPa đối với trục ra; 20MPa đối với trục trung gian.

2.3.2: Thiết kế sơ bộ theo mô men xoắn.

Theo công thức (10.9) Tài liệu [1] ta có: d 3

T 0,2 τ Đường kính trục xác định theo momen xoắn, theo (10.9)[1]: d 3

0, 2 Đường kính trục I theo momen xoắn: d 1 3 62291,15

0,2.15 27, 48mm Đường kính trục II theo momen xoắn:

30 download by : skknchat@gmail.com d 2 3

37, 77mm 0,2.20 Đường kính trục III theo momen xoắn: d 3 3

Suy ra: d 1 27,48mm;d2 37,77,1mm;d3 49,89mm

Theo tiêu chuẩn bảng 10.2 tài liệu [1] ta chọn: d 1 30mm; d 2 40mm; d 3 50mm

Suy ra: b o1 19mm; b o 2 23mm; b o 3 27mm

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

Ta xác định các hệ số sau theo bảng 10.3 Tài liệu [1] k

10 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 10mm : khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp. k

3 15mm : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết đến nắp ổ. h n 17mm : chiều cao nắp ổ và đầu bulông.

 Chọn sơ bộ chiều dài mayơ bánh răng l m 32 l m33 1,2 1,5 d 3 1,2 1,5 50 60 75 70mm.

 Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng trụ l m22 1,2 1,5 d 2 = 40mm.

Trục không chỉ chịu mômen xoắn mà còn phải đối mặt với mômen uốn, lực cắt, lực kéo và lực nén Sau khi tính toán sơ bộ kích thước chiều dài trục, việc thiết kế trục cần xem xét đồng thời tác động của mômen uốn và mômen xoắn.

Dựa vào các công thức ở các chương trước ta xác định các lực đặt lên bánh răng và khớp nối.

Lực tác dụng lên bánh răng bộ truyền cấp nhanh:

Bằng cách áp dụng phương trình cân bằng mômen và phương trình cân bằng lực, chúng ta có thể xác định các lực tác động của các ổ lên trục.

Chiều được xác định trong các biểu đồ dưới đây: Vẽ biểu đồ mô men.

Dựa vào biểu đồ nội lực tính mômen uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức

Ta có: MD1 = MD1x 2 +MD1y 2

Mômen tương đương theo công thức (10.16) Tài liệu [1].

Suy ra: M = M 2 +0,75T 2 0Nmm tdD1 D1 D1 Đường kính các tiết diện theo công thức (10.17) Tài liệu [1]: dj 3

0,1 σ Theo bảng 10.5 Tài liệu [1] ta có: σ cMPa

Suy ra: d A1 20,46mm ; dB1 21,06mm; dC1 22,91mm; dD1 0mm.

Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các tiết diện có các giá trị sau: d A1 21mm; d B 1 d D1 25mm; d C 1 30mm

Dựa vào số liệu tính toán của các phần trước ta xác định các lực đặt lên bánh răng:

Áp dụng phương trình cân bằng mômen và lực, chúng ta có thể xác định các lực tác dụng lên trục từ các ổ.

Chiều được xác định trong các biểu đồ dưới đây:

Vẽ biểu đồ mô men:

Dựa vào biểu đồ nội lực tính mômen uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức (10.15) Tài liệu [1]:

Mômen tương đương theo công thức (10.16) Tài liệu [1]:

Suy ra: M = M 2 +0,75T 2 =0Nmm tdD2 D2 D2 Đường kính các tiết diện theo công thức (10.17) Tài liệu [1]: dj 3

0,1 σ theo bảng 10.5 Tài liệu [1] ta có: σ PMPa

A20mm ; dB2 35,4mm; dC2 40,4mm; dD2 0mm.

Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các tiết diện có các giá trị sau: d A 2 d D 2 35mm; d B 2 36mm; d C 2 42mm.

Dựa vào số liệu tính toán của các phần trước ta xác định các lực đặt lên bánh răng:

Ft4 =FB3x I67,69N; Fr4 =FB3y 24,21N; Fa3 19,24N; Fx =FD3y

Bằng cách áp dụng phương trình cân bằng mômen và phương trình cân bằng lực, chúng ta có thể xác định các lực tác dụng lên trục của các ổ.

Chiều được xác định trong các biểu đồ dưới đây:

Vẽ biểu đồ mô men:

Dựa vào biểu đồ nội lực tính mômen uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức (10.15) Tài liệu [1]:

MD3x 2 +MD3y 2 =0Nmm Mômen tương đương theo công thức (10.16) Tài liệu [1]:

D3 D3 Đường kính các tiết diện theo công thức (10.17) Tài liệu [1]: dj 3

Suy ra: d B3 52,64mm; dC3 54,81mm; dD3 49,56mm.

Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các tiết diện có các giá trị sau: d A 3 d C 3 55mm; d B 3 60mm; d D3 50mm

2.3.5: Chọn và kiểm nghiệm then.

Dựa vào bảng 9.1a tài liệu [1], chọn kích thước then b h theo tiết diện lớn nhất của trục

 Chọn chiều dài lt của then theo tiêu chuẩn, nhỏ hơn chiều dài của mayo lm=5÷10mm

 Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt then bằng σd = 2T σd τc = 2T τc dlt h-tt dl t b

Với σd 0MPa theo bảng 9.5 tài liệu [1] τc @÷60MPa llv = lt-b : chiều dài làm việc của then bằng 2 đầu tròn

Tiết diện Đường kính (mm) Loại then (b x h x l)

Ta kiểm tra thấy ở các trục đều không cần làm bánh răng liền trục.

2.3.6: Kiểm nghiệm độ bền trục

Với s là hệ số an toàn cho phép, thông thường s 1,5 2,5

( khi cần có thể tăng độ cứng s 2,5 3

) Như vây có thể không cầm kiểm nghiệm về độ cứng của trục.

, s j hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, ứng xuất tiếp tại tiết diện j:

42 download by : skknchat@gmail.com sσj σ

Giới hạn mỏi uốn và xoắn của thép 45 thường hóa được xác định theo chu kỳ đối xứng bằng các công thức sau: σ-1 = (0,4 ÷ 0,5)σb 00MPa và τ -1 = (0,22 ÷ 0,25)σb 0MPa, trong đó σb là giới hạn bền của vật liệu.

- K 1,76; K 1,54 hệ số xét đến ảnh hưởng của sự tập trung ứng suất đến độ bền mỏi (cắt bằng dao phay ngón, trục có rãnh then, theo bảng 10.12 tài liệu [1]

: biên độ giá trị trung bình của ứng suất

- Các trục của hộp giảm tốc đều quay,ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó theo (10.22) [1] ta có : aj

M j mj 0 W j với W là moment cản uốn, M là moment uốn tổng.

- Theo (10.15) (10.17) và bảng 10.6 [1] ta có :

Trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động theo (10.23) [1] ta có :

43 download by : skknchat@gmail.com mjaj

Công thức xác định W và W

0 theo các tiết diện, theo bảng 10.6–trang 196-[1]

Moment cản uốn W đối với trục có 1 then:

0 đối với trục có 1 then:

Moment cản uốn W đối với trục có 2 then:

0 đối với trục có 2 then:

Biên độ và giá trị trung bình các ứng suất:

Tiết diện a , MPa m , MPa am , MPa

2.3.6.2: Độ bền tĩnh Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc bị gãy khi quá tải đột ngột, ta cần phải kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh,

Công thức thực nghiệm có dạng: td

2.3.6.3: Bảng kết quả tính toán

Kết quả tính toán tiết diện 3 trục với ; tra bảng 10.10 – trang 198 – [1]

Tiết d,mm K K K K s s s diện Tỉ số Tỉ số

Rãnh Lắp Rãnh Lắp then chặt then chặt

1,5 2,5Vậy điều kiện bền theo hệ số an toàn được đảm bảo.

Tính toán nối trục

 Đường kính trục đầu: d 21mm

 Ta chọn nối trục vòng đàn hồi  Kích thước vòng đàn hồi: Theo bảng 16-10a – Tr68 [2] ta có :

Kiểm nghiệm điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi và chốt:

- Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi : d

- Điều kiện sức bền của chốt : u k T l 0

Trong đó: k - Hệ số chế độ làm việc, k 1,5

(Tra bảng 16-1 – Tr58 [2]) [ ]d: ứng suất dập cho phép của vòng cao su d 2 4(MPa)

[ ] u : ứng suất uốn cho phép của chốt

Thay các thông số vào các công thức, ta có:

47 download by : skknchat@gmail.com d

0,1.10 100.6 Như vậy, vòng đàn hồi thoả mãn điều kiện bền dập và chốt thoả mãn điều kiện bền uốn.

Vậy, khớp nối đã chọn thoả mãn.

Tính toán ổ lăn

Tải trọng tác dụng lên các ổ

 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ D:

Do có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ - chặn, chọn cỡ nhẹ hẹp theo bảng P2.12 [1]

Kí hiệu ổ d,mm D,mm b=T,mm r,mm r1,mm C,KN C0,KN

Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ:

-Chọn V 1 ứng với vòng trong quay

Với: k t 1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ k d 1 : hệ số kể đến đặc tính tải trọng theo bảng 11.3 tài liệu [1] với tải trọng va đập nhẹ.

Từ kết quả trên ta thấy ổ D chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ D.

 Khả nẳng tải động tính toán:

Vì C t C 13,1 kN nên ổ đảm bảo khả năng tải động.

Với ổ đỡ - chặn 36 0 ta chọn X

0 C 0 9,24kN nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ D:

Với nên ta chọn ổ đỡ 1 dãy

Do có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ - chặn 1 dãy, chọn cỡ trung hẹp theo bảng P2.12

Kí hiệu ổ d,mm D,mm b=T,mm r,mm r1,mm C,KN C0,KN

Tổng lục dọc trục tác động lên các ổ:

-Chọn V 1 ứng với vòng trong quay.

Với: k t 1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ k d 1 : hệ số kể đến đặc tính tải trọng theo bảng 11.3 tài liệu [1] với tải trọng va đập nhẹ.

Từ kết quả trên ta thấy ổ A chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ A.

 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C

Do vậy ta chọn ổ cho trục III là ổ bi đỡ - chặn, với góc tiếp xúc α = 12 0

Theo bảng P2.12 [1] ta chọn ổ bi đỡ-chặn một dãy cỡ nặng có các thông số như bảng sau

Kí hiệu ổ d,mm D,mm b=T,mm r,mm r1,mm C,KN C 0 ,KN

Theo bảng 11.4 [1] với α 0 ta chọn e = 0,34

-Chọn V 1 ứng với vòng trong quay.

-Lục dọc trục tác động vào ổ A, C do lực F R gây ra:

Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ:

Với k t 1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ k d 1

: hệ số kể đến đặc tính tải trọng theo bảng 11.3 tài liệu [1] với tải trọng va đạp nhẹ.

Từ kết quả trên ta thấy ổ C chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ C.

Bôi trơn trong hộp giảm tốc, thiết kế vỏ hộp và các chi tiết liên quan

Lâp ̣ bang gia tri theo Bảng 18-1

Tên gọi Biểu thức tính toán Chọn

Chiều dày: Thân hộp, δ 0,03.a 3 0,03.200 3 9 9 mm

Chiều cao, h h 58 Độ dốc khoảng 2 0 Đường kính:

Bulong nền, d1 d 1 0,04.a 10 0,04.200 10 18 18 mm Bulong cạnh ổ, d2 d 2 0,7 0,8 d 1 12,6 14,4 14 mm

Tên gọi Biểu thức tính toán Chọn

Vít ghép nắp cửa thăm, d 5 M8

R2 (Bán kính cong gối trục)

Bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ, K 2 44 mm

Chiều dày bích thân hộp, S3 S 3 1,4 1,8 d 3 16,8 21,6 20 mm

Chiều dày bích nắp hộp, S 4 S

Bề rộng bích nắp và thân, K3 K 3 K 2 35 3941 40 mm

Kích thước gối trục 1: Đường kính lỗ lắp ổ lăn, D D 52 mm 52 mm Đường kính tâm lỗ vít, D 2 D 2 65mm 65mm Đường kính ngoài, D3 D 3 80mm 80 mm

C (k/c tâm bulong đến tâm lỗ) C D 3/2 80/2 40

Chiều cao h Phụ thuộc kết cấu

Kích thước gối trục 2: Đường kính lỗ lắp ổ lăn, D D 62 mm 62 mm Đường kính tâm lỗ vít, D2 D 2 75 mm 75 mm Đường kính ngoài, D3 D 3 90 mm 90 mm

C (k/c tâm bulong đến tâm lỗ) C D 3 / 2 90 / 2 45 mm

Chiều cao h Phụ thuộc kết cấu

Kích thước gối trục 3: Đường kính lỗ lắp ổ lăn, D 100 mm

Tên gọi Biểu thức tính toán Chọn Đường kính tâm lỗ vít, D 2 D 100 mm 120 mm Đường kính ngoài, D 3 D 2 120 mm 150 mm

C (k/c tâm bulong đến tâm lỗ) D 3 150 mm 75 mm

Chiều dày (không có phần lồi): S1 S 1 1,3 1,5 d 1 23,4 27 26 mm

Bề rộng mặt đế hộp: K1 K 1 3.d 1 54 54 mm q q K 1 2.72 72 mm

Khe hở giữa các chi tiết:

Bánh răng với thành trong hộp, Δ 1 1,2 9 10,8 10 mm Đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp 135 27 45 30 mm

Mặt bên các bánh răng với nhau 2

Số lượng bulong nền Z(chẵn) 4 cái

CHỌN THÂN MÁY, BULONG VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ

Chọn thân máy

-Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là khối lượng nhỏ và độ cứng cao.

-Vật liệu làm vỏ là gang xám là GX15-32

-Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, gân hoặc nệp, mặt bích, gỗi đỡ.

-Bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lấp sít, khi lắp có một lớp sơn mỏng hoặc sơn đặc biệt.

-Chọn bề mặt ghép nắt và thân: song song với mặt đế.

-Mặt đấy về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 2 0 và ngay tại chỗ tháo dầu lõm xuống.

3.1.2 Bôi trơn hộp giảm tốc

Để tối ưu hóa hiệu suất và giảm thiểu tổn thất công suất do ma sát, cần bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc Phương pháp bôi trơn hiệu quả là sử dụng dầu ngâm, với mức dầu tối thiểu được điều chỉnh để đảm bảo dầu ngập chân răng của bánh răng bị động, từ đỉnh răng trở lên Việc này không chỉ giúp giảm mài mòn răng mà còn đảm bảo thoát nhiệt tốt và ngăn ngừa sự han gỉ của các chi tiết.

Khi lựa chọn dầu bôi trơn cho hộp giảm tốc, việc xác định độ nhớt của dầu là rất quan trọng Theo bảng 18.11 – (T100), với vật liệu bánh răng làm từ thép và vận tốc hoạt động, cần chọn loại dầu phù hợp để đảm bảo hiệu suất và tuổi thọ của hộp giảm tốc.

57 vòng (5 - 12,5) (m/s) ta chọn độ nhớt dầu là 8

Dựa vào bảng 18.13 – (T101) -[2] ta chọn được loại: Dầu tuabin 57

Các chi tiết liên quan đến vỏ hộp

-Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Lỗ trụ

Đường kính D được lắp trên nắp và thân hộp, được gia công đồng thời để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân Để duy trì sự chính xác trong quá trình gia công và lắp ghép, hai chốt định vị được sử dụng Sự có mặt của chốt định vị giúp ngăn chặn biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bulong.

(do sai lệch vị trí của nắp và ổ), do đó loại trừ được một trong những nguyên nhân làm cho ổ chóng bị hỏng.

-Ta dùng chốt hình trụ có các thông số như sau: d c l

Để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong hộp lắp ghép, cũng như để đổ dầu, hộp được thiết kế với cửa thăm ở đỉnh Cửa thăm này được che bằng nắp, trên nắp còn được trang bị nút thông hơi.

Kích thước cửa thăm được chọn theo bảng 18.5 tài liệu [2]

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng cao, dẫn đến việc cần giảm áp suất và điều hòa không khí giữa bên trong và bên ngoài hộp Để thực hiện điều này, nút thông hơi được sử dụng và lắp đặt trên nắp cửa thăm.

-Kích thước nút thông hơi theo bảng 18.6 tài liệu [2]

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

-Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu tra trong bảng 18.7 tài liệu [2] (nút tháo dầu trụ) d b m f l c q D S D 0

Hộp giảm tốc cần được bôi trơn bằng cách ngâm dầu và bắn tóe, vì vậy việc đảm bảo lượng dầu trong hộp là rất quan trọng Để kiểm tra mức dầu, chúng ta cần sử dụng thiết bị chỉ dầu, trong đó que thăm dầu là công cụ phổ biến Hình dạng và kích thước của que thăm dầu có thể tham khảo trong hình 18.11-Trang96 - [2].

3.2.6 Bulong vòng ( Bảng 18-3a) 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 vòng M10.

3.2.7 Vít tách nắp và thân hộp giảm tốc.

Có tác dụng tách nắp và thân hộp giảm tốc Vít M14 30

Các chi tiết phụ khác

Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp, cần sử dụng các vòng chắn mỡ (dầu) có từ 2 đến 3 rãnh tiết diện tam giác Vòng cần được lắp đặt cách mép trong thành hộp khoảng 1 đến 2mm, và khe hở giữa vỏ (hoặc ống lót) với mặt ngoài của vòng ren nên lấy khoảng 0,4mm.

Vòng phớt là bộ phận quan trọng giúp bảo vệ ổ lăn khỏi bụi bẩn, hạt cứng và các chất ô nhiễm khác, ngăn ngừa mài mòn và han gỉ Ngoài chức năng bảo vệ, vòng phớt còn giữ cho dầu không bị rò rỉ ra ngoài Tuổi thọ của ổ lăn phụ thuộc nhiều vào hiệu quả của vòng phớt trong việc duy trì môi trường làm việc sạch sẽ và ổn định.

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

Dung sai lắp ghép

3.4.1 Dung sai lắp ghép bánh răng

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

- Chịu tải vừa , thay đổi , va đập nhẹ ta chọn kiểu lắp trung k 6

Bảng 3.5 Dung sai lắp ghép bánh răng :

Sai lệch giới hạn Sai lệch giới

Mối lắp trên ( m ) hạn dưới ( m ) N max ( m ) S max ( m )

3.4.2 Dung sai lắp ghép ổ lăn

Khi lắp ghép ổ lăn ta lưu ý :

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

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

Khi lắp đặt các vòng không quay, chúng ta áp dụng kiểu lắp có độ hở Do đó, khi lắp ổ lăn lên trục, mối ghép được chọn là k6, trong khi khi lắp ổ lăn vào vỏ, mối ghép phù hợp là H7.

Bảng 3.6 Dung sai lắp ghép ổ lăn

Mối lắp ES EI es ei N max

3.4.3 Dung sai lắp ghép vòng chắn dầu Để dễ dàng cho việc tháo lắp, ta chọn kiểu lắp trung gian H7/e8

3.4.4 Dung sai lắp ghép then

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

Bảng 3.7 Dung sai lắp ghép then

Sai lệch giới hạn chiều rộng

Chiều sâu rãnh then rãnh then then

Trên trục Trên bạc Sai lệch giới hạn Sai lệch giới b h trên trục t1 hạn trên bạc t2

Tiêu đề	Thiết Kế Hệ Dẫn Động Thùng Trộn
Tác giả	Ngô Thu Huyền
Người hướng dẫn	GVHD: Phí Trọng Hùng
Trường học	Trường Đại Học Điện Lực
Chuyên ngành	Cơ Khí & Động Lực
Thể loại	Đồ án môn học
Năm xuất bản	2020
Thành phố	Hà Nội

Định dạng
Số trang	110
Dung lượng	755,68 KB