Đồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động

Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hệ thống

-Tỉ số truyQn thực t= cTa hệ thống : u c =n dc n lv = 945

-Trong đG - u x là tỉ số truyQn ngoài cTa đai

- u br là tỉ số truyQn cTa bánh răng trZ

Xác định thông số đầu vào thiết kế các bộ truyền cơ khí và các trục

1.3.1 Công suất trên các trục

-Công suCt trên trZc công tác :

P II = P ct η x = 3.47 (kW) (1.10 ) -Công suCt trên trZc 1 cTa hộp giảm tốc (trZc vào cTa hộp giảm tốc ):

0,9925.0,97≈ 3,6 ( kW ) (1.11) Công suCt thực t= trên trZc động cơ :

1.3.2 Số vòng trên các trục động cơ

-Số vòng quay trên trZc động cơ n đc 5 (vòng /ph;t)

-Số vòng quay trên TrZc 1 : n I =n đc

1 5 (vòng/ph;t )(1.13) -Số vòng quay trên TrZc 2 : n II =n 1 u br = 945

4 ≈236,25 vòng / ph;t) (1.14) -Số vòng quay trên trZc công tác ; n lv ,t =n II u x #6,25

1.3.3 Momen xoắn trên các trục

-Momen xoWn trên trZc động cơ :

945 ≈36684,13 (N.mm) (1.15) -Momen xoWn trên TrZc 1

236,25 ≈ 140268,8(N.mm) (1.17) -Momen xoWn trên trZc công tác:

1.3.4 Lập bảng các thông số động học

Bảng thông số: ĐỘNG CƠ Trục I Trục II CÔNG TÁC

Tỉ số truyQn u kn =1 u br =4 u x =2,58

Số vòng quay n(vg/ ph) 945 945 236,25 91,48

PHẦN 2: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH TẢI

Đặc tính kỹ thuật yêu cầu của bộ truyền xích

Thông số Đơn vị Giá trị

Lo_i xích (type A, B, H theo ISO) - B

Số vòng quay trZc d?n n2 v/ph 236,25

Số dãy xích tối đa kmax - 1

Th\i h_n làm việc Lh giờ 12000

Chọn số răng đĩa xích và số mắt xích

Số răng đĩa xích d?n tính theo tỉ số truyQn đã xác định t_i chương 1: z 1 c )−2u và làm tròn vQ số nguyên lẻ gHn nhCt ≥ 17 đưPc z = 231c

Số răng đĩa xích bị d?n z tính theo u và z đã chLn:2 1c z 2c =u⋅z 1 c và làm tròn vQ số nguyên lẻ gHn nhCt đưPc z = 592c

Số mWt xích đưPc r;t ra từ công th`c theo tỉ số kap = a/p:

2 +( z 2C 2−Z π 1C ) 2 × k 1 ap x=2⋅k a P +¿ sau đG làm tròn vQ số nguyên chia h=t cho 2 đưPc x = 124c

Thiết kế bộ truyền xích bằng Inventor

Sf dZng Inventor ta chLn thông số như sau:

Kết quả thiết kế

H[nh 2.1.Thông số bánh xích d?n

H[nh 2.2 Thông số bánh xích bị d?n

H[nh 2.3 Mô h[nh 3D bộ truyQn xích

Bảng 2.2 Bảng tDng hPp k=t quả tính bộ truyQn xích

Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị

Số hiệu xích (theo Inventor) - - 12B-1-88

Số răng đĩa xích dẫn z 1 - 23

Số răng đĩa xích bị dẫn z 2 - 59 Đường kính đĩa xích dẫn d 1 mm 139,902 Đường kính đĩa xích bị dẫn d 2 mm 357,934

Tỉ số truyền thực tế u t - 2.58

Sai lệch so với yêu cầu Δu = 100.|(ut-u)|/u Δu % 0

Khoảng cách trục chính xác a mm 433,863

Lực tác dụng lên trục Fr N 2011,829

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ

Đặc tính kỹ thuật yêu cầu cầu của bộ truyền

Bảng 3.1 Đặc tính ka thuật yêu cHu cTa bộ truyQn bánh răng trZ

Thông số Đơn vị Giá trị

Lo_i bánh răng (thẳng/nghiêng/che V) - Thẳng

Số vòng quay trZc d?n n 1 v/ph 945

Th\i gian làm việc L h gi\ 12000

Hệ số an toàn theo độ bQn ti=p x;c S H - 1,10 – 1,15

Hệ số an toàn theo độ bQn uốn S F - ≥ 1,75

Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ bằng Inventor

H[nh 3.1 Nhập thông số thi=t k= cfa sD Design

H[nh 3.2 ChLn cCp chính xác

H[nh 3.3 Cfa sD Calculation sau khi đã điQu chỉnh thi=t k= đ_t yêu cHu đặt ra

Kết quả thiết kế

H[nh 3.4 Kích thước bánh răng d?n

H[nh 3.5 Kích thước bánh răng bị d?n

H[nh 3.6 Mô h[nh 3D bộ truyQn bánh răng trZ răng thẳng

Bảng 3.2 Bảng tDng hPp k=t quả tính bộ truyQn bánh răng trZ

Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị

Sai lệch tỉ số truyQn Δu % 0

Thông số các bánh răng BR 1 BR 2

Hệ số dịch chỉnh x - 0 0 Đư\ng kính vòng lăn d w mm 76 304 Đư\ng kính đỉnh răng d a mm 84 312 Đư\ng kính đáy răng d f mm 66 294

ChiQu rộng vành răng b mm 67 62

Lực ăn khớp trên bánh chủ động

THIẾT KẾ TRỤC VÀ Ổ LĂN I Tính chọn khớp nối

Chọn khớp nối

Ta sf dZng khớp nối vòng đàn hồi đF nối trZc Đư\ng kính trZc cHn nối: d t =d sb = 3 √ 0,2.[τ T I ] = √ 3 36380,95 0,2.15 $ (mm)

Mô men xoWn tính toán: T t =k T k hệ số làm việc phZ thuộc lo_i máy.tra bảng B16.1

Dựa vào trị số cTa T t và đường kính cTa trước chỗ cG nối trước cG, ta tra kích thước cơ bản cTa nối trước vòng đàn hồi theo bảng 16-10a trang 68 trong cuốn “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2”.

Dựa vào trị số cTa T t và đường kính cTa trước chỗ cG nối, có thể tra kích thước cơ bản của cTa vòng đàn hồi theo bảng 16-10b trang 69 trong tài liệu “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2”.

Kiểm nghiệm khớp nối

a KiFm nghiệm s`c bQn dập vòng đàn hồi σ d = 2.k T I z D o d l c 3

≤ [ σ d ] Ứng suCt dập cho phép vòng cao su [ σ d ] = (2 ÷ 4) Mpa ChLn [ σ d ] = 3 (MPa) σ d =2.1,5.36380,95

6.71.10 15 = 1,7 < [ σ d ¿ → thda mãn b ĐiQu kiện s`c bQn cTa chốt σ u = k T I l 0 o ,1.d c 3 D o z ≤ [ σ u ¿

Lập sơ đồ đặt lực

-Lực tác dZng lên trZc II: Fr= 2011,829 (N)

-Lực tác dZng lên bánh răng trZ răng thẳng:

Lực từ khớp nối tác dZng lên trZc :

Tính sợ bộ đường kính trục

- Chọn vật liệu chế tạo trục:

ChLn vật liệu ch= t_o các trZc 1 là thép 45 thư\ng hGa cG σ b `0MPa ,

`ng suCt xoWn cho phép [ ]τ ÷30 Mpa

-Đư\ng kính trZc đưPc xác định bằng mômen xoWn theo công th`c(10.9-[1]) sau : d≥√ 3 0,2 T [ τ ]

[] - `ng suCt xoWn cho phép với vật liệu trZc là thép [ ] = 15 30MPa

-Trục II : d 2 ≥ √ 3 0,2 T II [ τ ] = 3 √ 140268.8 0,2.28 ),26(mm) = ¿ l y ấ d 2 Emm

Thiết kế sơ bộ kết cấu hộp giảm tốc

189 chLn chiQu rộng D lăn :{ b b 01 02 #%(( mm mm ))

Để xác định các khoảng cách trong thiết kế, đầu tiên ta cần xác định k1, là khoảng cách từ mặt m; t chi tiết đến đỉnh thành trong của hộp Tiếp theo, k2 là khoảng cách từ mặt ô đến đỉnh thành trong của hộp Sau đó, k3 được xác định là khoảng cách từ mặt m; t chi tiết đến nWp D Cuối cùng, chiều cao nWp D và đai bulong được xác định bởi h n % trục II Đối với chiều dài moay ơ bánh răng trục răng thẳng lớn, công thức tính là l m2 = (1,2 đến 1,5) d2 = (1,2 đến 1,5) × 45 = (54 đến 67,5) mm.

ChiQu dài moay ơ nfa khớp nối: l mc2 =(1,4 2,5÷ )d 2 =(1,2 1.5÷ ).35=(42 55÷ )mm , ch nọ l mc2 Umm l 22 =k1+k2+0,5.(lm2+b02) = 60 mm l 2c =0,5.( l mc2+b 02 )+ + k 3 h n = 68 mm l 21 =2l 22 = 2.60= 120 mm trục I: chiQu dài moay ơ khớp nối: l mc1 =(1,4 2,5÷ )d 1 =(55÷100)mm , ch nọ l mc1 Umm

LCy l 11 = =l 21 120mm l 12 `mm l 1c =0,5.( l mc1+b 01 )+k 3+h n = 69 mm

Tính toán, thiết kế trục, chọn { lăn và các chi tiết khác cho cụm trục I

Phương tr[nh cân bằng :

2.Tính thiết kế trục theo momen tương đương

3 Tính mô men tương đương

4 Tính và chọn đường kính các đoạn trục

Để tính đường kính trục tại các tiết diện j, ta sử dụng công thức: \( d_j = \sqrt{\frac{30,1 \cdot M_{tdj}}{\sigma}} \) Trong đó, \( \sigma = 63 \) MPa là ứng suất cho phép của thép 45 Kết quả tính toán cho các tiết diện như sau: \( d_1 = d_0 = \sqrt[3]{\frac{44162,95}{0,1 \cdot 63,14}} \) mm, \( d_2 = \sqrt[3]{\frac{54846,13}{0,1 \cdot 63,57}} \) mm, và \( d_3 = \sqrt[3]{\frac{31506,83}{0,1 \cdot 63,1}} \) mm.

ChLn d theo tiêu chuẩn và phải đảm bảo lWp ghép đưPc, ta chLn:

5 Chọn và kiểm nghiệm then

Xác định mối ghép then cho trục 1 lắp bánh răng d2 = d = 35 (mm)br

ChLn then bằng tra bảng B9.1a

 ChiQu sâu rãnh then trên trZc t =5 (mm)1

 ChiQu sâu rãnh then trên lỗ t = 3.3 (mm)2

+KiFm nghiệm then: Ứng suCt dập: σ d = 2T I d l (h−t 1)≤[σ d ] Với [σ d ] là `ng suCt dập cho phép d- đư\ng kính trZc,mm, xác định đưPc khi tính trZc

178[1] với d_ng lWp cố định,vật liệu may ơ là thép làm việc va đâ >p vừa , ta cG [σ d ]

35.56.(8 5− ),37 Mpa ¿ 100 Mpa(Thda mãn) Ứng suCt cWt: τ c = 2T I d l b≤[τ c ]

Với [τ C ] là `ng suCt cWt cho phép do va làm việc va đâ >p nhe gây nên:

Xác định mối ghép then cho trục 1 lắp nối trục đàn hồi

ChLn then bằng tra bảng B 9.1(a)

 ChiQu sâu rãnh then trên tCm trZc: t = 4 (mm) 1

 ChiQu sâu rãnh then trên lỗ t = 2,8 (mm)2

+KiFm nghiệm then: Ứng suCt dập: σ d = 2T I d l (h−t 1 )≤[σ d ] Với [σ d ] là `ng suCt dập cho phép

178[1] với d_ng lWp cố định,vật liệu may ơ là thép làm việc va đâ >p vừa, ta cG [σ d ]

26.50.(7−2,8),33 Mpa ¿ 100 Mpa(Thda mãn) Ứng suCt cWt: τ c = 2T I d l b≤[τ c ] Với [τ C ] là `ng suCt cWt cho phép do va đập nhe gây nên:

6 Kiểm nghiệm độ bền mỏi

K=t cCu trZc vừa thi=t k= bảo đảm độ bQn mdi n=u hệ số an toàn t_i các ti=t diện nguy hiFm thda mãn điQu kiện: s j = s σj s τj

√ s σj 2 +s τj 2 ≥[ s] trong đG : [ s ] - hệ số an toàn cho phép, thông thư\ng [ s ] = 1,5… 2,5 (khi cHn tăng độ c`ng [s] = 2,5…

Hệ số an toàn trong thiết kế là yếu tố quan trọng để đảm bảo độ tin cậy của công trình Nó được xác định dựa trên các điều kiện cụ thể và phương pháp tính toán khác nhau Để đạt được độ an toàn tối ưu, cần xem xét các yếu tố như tải trọng và ứng suất Hệ số an toàn thường được tính toán bằng cách so sánh ứng suất thực tế với ứng suất cho phép, từ đó đưa ra các biện pháp điều chỉnh cần thiết.

Khi phân tích ứng suất và biến dạng trong môi trường chịu uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng, các thông số như σ và τ cần được xem xét kỹ lưỡng Đặc biệt, giá trị τ −1 được xác định là 0,58σ −1 = 0,58.261,6 151,73 = MPa Các ký hiệu σ aj, τ aj, τ mj, và σ mj đại diện cho biên độ và trị số trung bình của ứng suất trong các phương pháp khác nhau, phản ánh sự quay trục của một chi tiết.

Momen cản uốn (W₀j) và momen cản xoắn (Wj) được xác định tại mặt cắt j của cấu trúc Các hệ số ψσ và ψτ ảnh hưởng đến các giá trị trung bình, được trình bày trong bảng B 10.7.

K σdj và K τdj - hệ số xác định theo công th`c sau :

Hệ số tập trung Kx của ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công Theo bảng 10.8[1]-197, khi sử dụng phương pháp gia công tiện, yêu cầu độ nhẵn bề mặt R nằm trong khoảng từ 2,5 đến 0,63 μm với giá trị a = 600 a 𝜂𝜂.

- Ky là hệ số tăng bQ mặt trZc, tra bảng 10.9[1]-197, do không thực hiện tăng bQn bQ mặt trZc nên chLn K y

- ε σ và ε τ - hệ số kích thước kF đ=n ảnh hưởng cTa kích thước ti=t diện trZc đ=n giới h_n mdi

−K σ và K τ - hệ số tập trung `ng suCt thực t= khi uốn và xoWn, trị số cTa ch;ng phZ thuộc vào các lo_i y=u tố gây tập trung `ng suCt

Kiểm nghiệm tại tiết diện bánh răng:

Ta cG { T M br br 6380,95 D893,4 d br 5mm MPa Nmm

Tra bảng 10.10[1]-198, với � �� = 24 mm ta cG εσ= 0,92, ετ= 0,89 Ta thCy sự tập trung `ng suCt t_i bánh răng trZc 2 là do rãnh then và do lWp ghép cG độ dôi

Xét ảnh hưởng cTa độ dôi, tra bảng 10.11[1]-198, với σb`0 MPa: { ¿ ¿ K K σ τ // ε ε σ τ =2,03=2,52

Xét ảnh hưởng cTa rãnh then, tra bảng 10.12[1]-198, với trZc phay bằng dao phay ngGn

{ s σj s τj = = K K σdj τdj σ τ aj σ aj τ +ѱ −1 −1 +ѱ σ τ σ τ mj mj = = 1.61.12,59 1.31 2,34 151,73 261,6 I,5 ,9 ¿>s j = s σj s τj

-Kiểm nghiệm tại tiết diện ở ổ lăn:

{ T M oL oL 6380,95 0946.5 d oL 0 mm Nmm Nmm

Do ti=t diện này nằm ở D lăn nên ti=t diện bQ mặt trZc lWp cG độ dôi ra.ChLn kiFu lỗ.Tra bảng B 10.11

{ s σj s τj = = K K σdj τdj σ τ aj σ aj τ +ѱ −1 −1 +ѱ σ τ σ τ mj mj = = 1,61.11,67 1,31.3,43 151,73 261,6 3,77 ,92 ¿>s j = s σj s τj

{ T kn 6380,95 M d kn kn =0 & Nmm mm Nmm

Tra bảng 10.10[1]-198, với � �� = 18 mm ta cG ε = 0,95, ε = 0,92 Ta thCy sự tập trung `ng suCt t_i khớp nối là σ τ do rãnh then và do lWp ghép cG độ dôi.

Xét ảnh hưởng cTa độ dôi, tra bảng 10.11[1]-198, với σb`0 MPa:

Xét ảnh hưởng cTa rãnh then, tra bảng 10.12[1]-198, với trZc phay bằng dao phay ngGn:

7 Kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh: σtd= √ σ 2 +3τ 2 ≤ [ ]𝜂

• Mmax và Tmax (Nmm)– momen uốn lớn nhCt và momen xoWn lớn nhCt t_i ti=t diện nguy hiFm l;c quá tải

• 𝜂𝜂h (MPa) là giới h_n chảy cTa vật liệu trZc

T_i ti=t diện lWp D lăn - 1: σtd= √ σ 2 +3τ 2 = √ ( 0,1.30 0 3 ) 2 +3 ( 0,2.30 0 3 ) 2 =0 ⟹ ( MPa)< thoản mãn [ σ ] '2(MPa)

T_i ti=t diện lWp bánh răng - 2: σtd ⟹ = th a √ σ ỏ 2 +3 mãn τ 2 = √ ( 44893,4 0,1 35 3 ) 2 +3 ( 36380,95 0,2 35 3 ) 2 ,79 (MPa )< [ σ ] '2( MPa)

T_i ti=t diện lWp D lăn - 0: σtd ⟹ = th a √ σ ỏ 2 +3 mãn τ 2 = √ ( 30946,5 0,1.30 3 ) 2 +3 ( 36380,95 0,2.30 3 ) 2 ,36 ( MPa)< [ σ ] '2(MPa )

T_i ti=t diện lWp khớp nối 3: σtd= √ σ 2 +3 τ 2 = √ ( 0,1 26 0 3 ) 2 +3 ( 36380,95 0,2 26 3 ) 2 = 17,93 (���) < [ ]= 272(� 𝜂𝜂𝜂)

Th\i gian làm việc: L h 000giờ Số vòng quay: n I 5v/p

8.2 Chọn và kiểm nghiệm { lăn cho trục I a Chọn loại {: Do thiết kế bánh răng trụ răng thẳng nên ta chọn { bị đỡ b Dựa vào phZ lZc P2.12 Tr263[1],, với đư\ng kính ngõng trZc 5 mm , ta chLn như sau

{ d, mm D, mm B, mm r, mm đư ờngkính bi mm C, kN

Tra bảng 11.4-Tr215[1] e =0,19 b Kiểm nghiệm {

-Khả năng chịu tải động:

Trong đG: Q- là tải trLng động quy ước, kN

L- là tuDi thL tính bằng triệu vòng quay( `ng với th\i gian làm việc cTa hộp giảm tốc) m- là bậc đư\ng cong mdi khi thf vQ D lăn m=3 với D bi

Fr là tải trLng hướng tâm ,kN

Hệ số ảnh hưởng đến tải trọng trước tiên được xác định bởi nhiệt độ, trong đó k = 1 khi nhiệt độ dưới 100 độ C Ký hiệu k cũng thể hiện hệ số ảnh hưởng đến đặc tính tải trọng, như được chỉ ra trong bảng Bđ.

X :hệ số tải trLng hướng tâm

Y :hệ số tải trLng dLc trZc

Tải trLng động quy ước trên các D:

Ti=n hành kiFm nghiệm với giá trị Q = 441,474 N

Khả năng tải động cTa D lăn:

Qt:tải trLng tĩnh quy ước kN

X0,Y0: là hệ số tải trLng hướng tâm và tải trLng dLc trZc.Tra bảng (11.6-[1]),ta đưPc:

Tải trLng tĩnh tương đương tác dZng vào từng D:

KiFm nghiệm khả năng tải tĩnh cTa D:

Qt=0,367kN < C = 10,2 kN (thda mãn ) 0

Vậy D thda mãn điQu kiện bQn khi chịu tải trLng động và tải trLng tĩnh

8.3 Bảng t{ng kết chọn { lăn cho trục

Trục Kí hiệu { d, mm D, mm B, mm r, mm đư ờngkính bi mm C, kN

Tính toán, thiết kế trục, chọn { lăn và các chi tiết khác cho cụm trục II

2 Tính thiết kế trục theo momen tương đương

3 Tính mô men tương đương

4 Tính và chọn đường kính các đoạn trục

-Tính đư\ng kính trZc t_i các ti=t diện j theo công th`c : d j = 3

√ 0,1 M tdj [ σ ] trong đG : Nội suy lCy [σ] = 58 MPa - `ng suCt cho phép cTa thép 45 ch= t_o trZc σ b P0MPa v iớd10mm trong bảng 10.5 –[1] d1 = √ 3 185981,54 0,1.58 1,77mm d 2= 3 √ 130854,96 0,1.58 (,27mm d 3 =√ 3 121476,34 0,1.58 ',56mm d 0 =0

Từ các yêu cHu vQ độ bQn, lWp ghép và công nghệ ta chLn đư\ng kính các đo_n trZc như sau : d1 ¿40mm d 2 = 45 mm d 3 8mm d 0 @mm

5 Chọn và kiểm nghiệm then

+Xác định mối ghép then cho trZc 2 lWp bánh răng ,d E(mm),chLn then bằng tra bảng 2

 ChiQu sâu rãnh then trên trZc t =5,5 (mm)1

 ChiQu sâu rãnh then trên lỗ t = 3,8 (mm)2

+KiFm nghiệm then: Ứng suCt dập:

Với [ ]  d là `ng suCt dập cho phép d- đư\ng kính trZc,mm, xác định đưPc khi tính trZc

B 178 với d_ng lWp cố định,vật liệu may ơ là thép làm việc va đập vừa,ta cG [  d ]

50.45.(9−5.5)5,62 Mpa ¿ 100 Mpa (Thda mãn) Ứng suCt cWt:

Với [ ]  C là `ng suCt cWt cho phép do làm việc va đập nhe nên:

+Xác định mối ghép then cho trZc 2 lWp bánh xích:

ChLn then bằng tra bảng B

 ChiQu sâu rãnh then trên tCm trZc: t = 5 (mm)1

 ChiQu sâu rãnh then trên tCm trZc: t = 3,3 (mm)2

 ChiQu dài then: l =(0,8÷0,9)l =(0,8÷0,9).55= 45÷50(mm)mc2

+KiFm nghiệm then: Ứng suCt dập:

Với [ ]  d là `ng suCt dập cho phép

B 178 với d_ng lWp cố định,vật liệu may ơ là thép làm việc va đập nhe,ta cG [  d ]

50.40.(8−5)F,76 Mpa ¿ 100 Mpa(Thda mãn) Ứng suCt cWt:

Với [ ]  C là `ng suCt cWt cho phép do va đập nhe gây nên:

6 Kiểm nghiệm độ bền mỏi

K=t cCu trZc vừa thi=t k= bảo đảm độ bQn mdi n=u hệ số an toàn t_i các ti=t diện nguy hiFm thda mãn điQu kiện: s j = s σj s τj

√ s σj 2 +s τj 2 ≥[ s] trong đG : [s] - hệ số an toàn cho phép, thông thư\ng [s] = 1,5… 2,5 (khi cHn tăng độ c`ng [s] = 2,5…

Hệ số an toàn trong nghiên cứu độ cứng của vật liệu chỉ được xem xét trong các điều kiện riêng biệt, bao gồm cả phương pháp và tiêu chuẩn tính toán Công thức tính hệ số an toàn là σj = σ - 1, trong đó σj là ứng suất cho phép, σ là ứng suất thực tế.

Khi nghiên cứu về mối quan hệ giữa các thông số σ và τ trong môi trường chịu tải, chúng ta nhận thấy rằng biên độ và trị số trung bình của σ aj, τ aj, τ mj, σ mj có thể được xác định thông qua các công thức cụ thể Đặc biệt, với các giá trị σ −1 = 0,436σ b = 0,436.500 MPa và τ −1 = 0,58σ −1 = 0,58.261,66,44 MPa, các thông số này cho thấy sự tương tác giữa độ uốn và xoắn theo chu kỳ của đối tượng Việc phân tích chính xác các thông số này là rất quan trọng trong việc đánh giá độ bền và khả năng chịu tải của vật liệu.

Momen cản uốn và momen cản xoắn được xác định bởi công thức ¿ τ aj = ¿ σ τ aj mj = = W M 2.W j T j j 0 j, trong đó W j và W 0 j đại diện cho các giá trị tương ứng Hệ số ψ σ và ψ τ phản ánh ảnh hưởng của các trị số trung bình đến độ bền, được trình bày trong bảng B 10.7.

K σdj và K τdj - hệ số xác định theo công th`c sau :

Kx là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công Theo bảng 10.8[1]-197, với phương pháp gia công trước là tiện thô và vận tốc 500 vòng/phút, hệ số Kx được xác định là 1,2.

- Ky là hệ số tăng bQ mặt trZc, tra bảng 10.9[1]-197, do không thực hiện tăng bQn bQ mặt trZc nên chLn K y

- ε σ và ε τ - hệ số kích thước kF đ=n ảnh hưởng cTa kích thước ti=t diện trZc đ=n giới h_n mdi

−K σ và K τ - hệ số tập trung `ng suCt thực t= khi uốn và xoWn, trị số cTa ch;ng phZ thuộc vào các lo_i y=u tố gây tập trung `ng suCt

Kiểm nghiệm tại tiết diện bánh răng:

Ta cG { M T br br 0268,8 H646,87 d br E mm Nmm MPa

2.16557,47=4,24 Tra bảng 10.10[1]-198, với 𝜂𝜂𝜂 = 36 mm ta cG εσ= 0,73, ετ= 0,78 Ta thCy sự tập trung `ng suCt t_i bánh răng trZc 2 là do rãnh then và do lWp ghép cG độ dôi

Xét ảnh hưởng cTa độ dôi, tra bảng 10.11[1]-198, với σbP0 MPa: { ¿ ¿ K K σ τ // ε ε σ τ =1,64=2,06

Xét ảnh hưởng cTa rãnh then, tra bảng 10.12[1]-198, với trZc phay bằng dao phay ngGn

{ s s τj σj = = K K τdj σdj τ σ aj τ aj σ −1 +ѱ +ѱ −1 τ σ τ σ mj mj = = 2,17.4,24 2,61.6,39 126,44 218 ,74 ,1 ¿>s j = s σj s τj

-kiểm nghiệm tại tiết diện ở ổ lăn:

{ M T oL oL 0828,36 0268,8 d oL 8 mm Nmm Nmm

Do ti=t diện này nằm ở D lăn nên ti=t diện bQ mặt trZc lWp cG độ dôi ra.ChLn kiFu lỗ.Tra bẳng B 10.11

{ s s σj τj = = K K σdj τdj σ τ aj σ aj τ +ѱ −1 −1 +ѱ σ τ σ τ mj mj = = 1,06.6,51 1,33.26,14 126,44 218 ,32 =6,27 ¿>s j = s σj s τj

-Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp xích :

Ta cG { T bx 0268,8 d bx M 8 bx =0 mm Nmm

Do M =0 nên ta chỉ kiFm tra hệ số an toàn khi chỉ tính tính riêng `ng suCt ti=p,tra bảng Bbđ

196 với dj(mm,ta cG:

Ta thCy sự tập trung `ng suCt t_i trZc lWp đĩa xích là do rãnh then và do lWp ghép cG độ dôi.Tra bảng B10.11[1]

198 : ảnh hưởng cTa độ dôi: { ¿ ¿ K K σ τ / / ε ε σ τ =1,64 =2,06 ảnh hưởng cTa rãnh then:

Với ε σ , ε τ –hệ số kích thước kF đ=n ảnh hưởng cTa kích thước ti=t diện trZc đ=n giới h_n mdi

500 MPa:Ta cG: { ¿ ¿ K K σ τ =1,54=1,76 Với K σ , K τ - trị số cTa hệ số tập trung `ng suCt thực t= đối với rãnh then phZ thuộc vào giới h_n bQn cTa vật liệu trZc

7 Kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh: σtd= √ σ 2 +3τ 2 ≤ [ ]𝜂

• Mmax và Tmax (Nmm)– momen uốn lớn nhCt và momen xoWn lớn nhCt t_i ti=t diện nguy hiFm l;c quá tải

• 𝜂𝜂h (MPa) là giới h_n chảy cTa vật liệu trZc

T_i ti=t diện lWp dãy xích 3: σtd= √ σ 2 +3τ 2 = √ ( 0,1.38 0 3 ) 2 +3 ( 140268,8 0,2 38 3 ) 2 ",14 ( MPa)< [ σ ] '2(MPa) (thoản mãn)

T_i ti=t diện lWp D lăn 0: σtd= √ σ 2 +3 τ 2 = √ ( 0,1 40 0 3 ) 2 +3 ( 0,2 40 0 3 ) 2 =0( MPa )< [ σ ] '2 ( MPa) th a ỏ mãn

T_i ti=t diện lWp bánh răng 2: σtd= √ σ 2 +3τ 2

T_i ti=t diện lWp D lăn 1: σtd= √ σ 2 +3τ 2 = √ ( 140828,36 0,1 40 3 ) 2 +3 ( 140268,8 0,2 40 3 ) 2 = 29,06 (𝜂 𝜂𝜂) < [ ]= 272(𝜂 𝜂𝜂𝜂) t dℎ 𝜂 𝜂 𝜂 ã

Th\i gian làm việc: L h 000giờ

Do thi=t k= bánh răng trZ răng thẳng nên ta chLn D bi đỡ

8.2 Chọn và kiểm nghiệm cho trục II a Chọn loại {

Dựa vào phZ lZc P2.11Tr262[1], ta chLn sơ bộ theo ngõng trZc 35mm: b Kiểm nghiệm {

-Khả năng chịu tải động:

Q- là tải trLng động quy ước, kN

L- là tuDi thL tính bằng triệu vòng quay( `ng với th\i gian làm việc cTa hộp giảm tốc) m- là bậc đư\ng cong mdi khi thf vQ D lăn m=3 với D chặn

Fr là tải trLng hướng tâm ,kN

F là tải trọng dọc trục, k là hệ số ảnh hưởng đến nhiệt độ, với k = 1 khi t < 100 °C Hệ số k cũng ảnh hưởng đến đặc tính tải trọng, theo bảng Bđ.

X :hệ số tải trLng hướng tâm

Y :hệ số tải trLng dLc trZc

Trong đG xét hệ số e theo bảng 11.4 ta cG X=1, Y=0

Ti=n hành kiFm nghiệm với giá trị Q

Hiệu d mm D mm B mm r mm Đư\ng kính bi, mm C kN

Qt:tải trLng tĩnh quy ước kN

X0,Y0: là hệ số tải trLng hướng tâm và tải trLng dLc trZc.Tra bảng (11.6-[1]),cho D đũa côn 1 dãy ta đưPc:

Tải trLng tĩnh tương đương tác dZng vào từng D:

KiFm nghiệm khả năng tải tĩnh cTa D:

Qt=0,7 kN < C = 18, 1kN (thda mãn )0

8.3 Bảng chọn { lăn cho trục

Hiệu d mm D mm B mm r mm Đư\ng kính bi, mm C kN

THIẾT KẾ KẾT C•U 4.1 Các kích thước cơ bản của vỏ hộp giảm tốc

Kết cấu các chi tiết

D 3 Đư\ng kính nWp D đưPc xác định theo công th`c :

K=t hPp bảng 18.2[2]-88 và công th`c theo d và D cTa D lăn, ta chLn:4

Vị trí D (mm) D (mm)2 D (mm)3 D (mm)4 d 4 Z h

Tên kích thước Công th`c Kích thước (mm) Đư\ng kính trong moay ơ dE 45 Đư\ng kính ngoài moay ơ D= (1,5÷ 1,8)dg ÷ 81 75

ChiQu dày vành răng δ= (2,5÷4)m 10 Đư\ng kính trong vành răng D = d – 2δ)4 – 2.10v f2 274 Đư\ng kính tâm lỗ D = 0,5(D + D0 v) 174 Đư\ng kính lỗ d = (12 ÷ 25)0 15

ChiQu dày cTa đĩa c = (0,2 ÷ 0,3)b 15 Đư\ng kính đỉnh răng d = 312a 312 c) Vòng móc

Chiều dài vòng mGc được tính bằng công thức S = (2 ÷ 3) δ = (16 ÷ 24), với giá trị chLn S là 20 mm Đường kính d được xác định qua công thức d = (3 ÷ 4) δ = (24 ÷ 32), với giá trị chLn d là 30 mm Chốt định vị cần đảm bảo vị trí tương đối giữa cTa nWp và thân trước, cũng như sau khi gia công và lắp ghép, tránh hiện tượng biến dạng vòng ngoài cTa D khi xiết bu lông.

Chốt định vị là chốt côn với kích thước d=6 mm, c=1 mm, được sử dụng để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong quá trình lắp ghép và đưa vào hộp Cửa thăm được thiết kế trên đỉnh hộp để thuận tiện cho việc kiểm tra Dựa vào bảng 18.5[2]-92, kích thước chốt được lựa chọn như trên.

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng cao, dẫn đến việc giảm áp suất và cần phải điều hòa không khí bên trong và bên ngoài Để giải quyết vấn đề này, người ta sử dụng nắp thông hơi, thường được lắp đặt ở nắp cfa thăm hoặc vị trí cao nhất của hộp.

Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn do bụi bặm và mài mòn, hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu, và trong quá trình làm việc, lỗ này được bịt kín bằng nắp tháo dầu Tra bảng 18-7, chúng ta có thể tham khảo thêm thông tin cần thiết.

M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4 h) Que thăm dầu ĐF kiFm tra m`c dHu trong hộp ta dùng que thăm dHu cG k=t cCu kích thước như h[nh vY:

12 i) Các chi tiết liên quan khác

LGt kín bộ phận D nhằm mZc đích bảo vệ D khdi bZi bặm, chCt bẩn, h_t c`ng và các t_p chCt khác xâm nhập vào D, đQ phòng mỡ chảy ra ngoài.

Vòng phớt đưPc là một thành phần quan trọng trong việc đảm bảo độ kín cho các thiết bị, với thiết kế đơn giản và dễ dàng thay thế Tuy nhiên, chúng cũng có nhược điểm như độ mòn cao và ma sát lớn khi tiếp xúc với bề mặt có độ nhám cao Để lựa chọn vòng phớt phù hợp, cần tham khảo bảng 15-17[2]-50 và kiểm tra theo đường kính bọc, với các thông số d, d1, d2, D2, a, b, S0.

Để ngăn cách mỡ trong bộ phận D với dHu trong hộp thư, cần sử dụng các vòng chặn mỡ (dHu) Kích thước của vòng chặn mỡ (dHu) được xác định như sau: đường kính t = 2mm, chiều dài a = 6mm và chiều rộng b = 5mm.

Bôi trơn hộp giảm tốc

 ChLn phương pháp bôi trơn: ngâm dHu, do bánh răng quay trong hộp giảm tốc với vận tốc vòng v=1,12m/s