ĐỀ tài THIẾT kế hệ THỐNG dẫn ĐỘNG THÙNG TRỘN

CHỌN ĐỘNG CƠ

Tính công suất cần thiết

Xác định vòng quay sơ bộ của động cơ

➢ Số vòng quay trên trục công tác: 𝑛 𝑙𝑣 = 156𝑣𝑔

➢ Chọn sơ bộ tỷ số của hệ thống:

𝑢 ℎ = 5: tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ nghiêng 1 cấp

𝑢 𝑑 = 2: tỉ số truyền của bộ truyền đai thang

➢ Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Chọn động cơ điện

➢ Động cơ thông số phải thỏa mãn:

➢ Tra bảng 235 tài liệu (Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí -

Tập 1 – Trịnh Chất và Lê Văn Uyển) ta chọn: Động cơ 4A132S4Y3:

PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

➢ Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động:

Vì u= 9.327 nên ta chọn 𝑢 𝑑 = 2 (để bộ truyền đai có kích thước nhỏ gọn)

BẢNG ĐẶC TRỊ

Phân phối công suất trên các trục

Tính toán số vòng quay trên các trục

1.3.3 Tính toán moomen xoắn trên các trục o 𝑇 đ𝑐𝑡𝑡 = 9,55.10 6 𝑃 𝑑𝑐𝑡𝑡

Trục Động cơ Trục I Trục II Trục công tác

Số vòng quay (vg/ph) 1455 727,5 156 156

BÀI TẬP LỚN SỐ 02: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

➢ Từ thông số đầu vào 𝑃 đ𝑐𝑡𝑡 =6,244 ( kW ) và 𝑛 = 1455 ( 𝑣𝑔

𝑝ℎ) dựa vào bảng 4.22 trang 167 theo tài liệu Giáo trình cơ sở Thiết Kế Máy - Nguyễn Hữu Lộc

➢ Với đai B và bảng 4.3 trang 137 theo tài liệu Giáo trình cơ sở Thiết Kế Máy - Nguyễn Hữu Lộc, ta được các thông số đai B như sau:

➢ 𝑑 1 = 1,2𝑑 𝑚𝑖𝑛 = 140.1,2 = 168𝑚𝑚 Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑑 1 = 180𝑚𝑚

2.2.3 Vận tốc vòng quay bánh dẫn

2.2.4 Đường kính bánh bị dẫn 𝒅 𝟐

➢ Tải va đập nhẹ nên ta chọn hệ số trượt tương đối 𝜉 = 0,01

➢ Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑑 2 = 355𝑚𝑚

180(1−0,01) ≈ 1,992 Sai số số với giá trị chọn trước 0,39% chấp nhận được

2.2.5 Chọn khoảng cách trục a sơ bộ theo điều kiện:

2.2.6 Chiều dài tính toán của đai

≈ 1728,32𝑚𝑚 Theo tiêu chuẩn ta chọn L00mm

2.2.7 Tính toán chính xác lại khoảng cách trục a

4 ≈ 420,71 (𝑚𝑚) (giá trị a nằm trong khoảng cho phép)

2.2.8 Góc ôm đai bánh đai nhỏ

=> 𝑎, 𝑑 1 , 𝑑 2 thỏa điều kiện cho phép

2.2.9 Số vòng chạy của đai trong một giây

➢ Trong đó: o 𝑃 1 = 6,244 (𝑘𝑊) o Tra bảng 4.8 trang 162 tài liệu ( Cơ sở Thiết Kế Máy – Nguyễn Hữu Lộc) ta được: [𝑃 𝑜 ] = 4,364 (𝑘𝑊), từ 𝐿 𝑜 = 2240𝑚𝑚, 𝑣 13,713 𝑚

𝑠 , 𝑑 1 = 180𝑚𝑚 o Hệ số xét ảnh hưởng góc ôm đai:

Hệ số ảnh hưởng của tỷ số truyền u được xác định theo công thức 𝐶 𝛼 = 1,24 (1 − 𝑒 −𝛼 110 1 ) = 1,24 (1 − 𝑒 −156,29 110 ) ≈ 0,9405 Theo tài liệu "Cơ sở Thiết Kế Máy" của Nguyễn Hữu Lộc, hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài của L là 𝐶 𝑢 = 1,125.

≈ 0,9551 o Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai:

Chọn sơ bộ hệ số 𝐶 𝑧 = 0,95 do chưa biết số dây đai Hệ số xét ảnh hưởng của chế độ tải trọng đối với tải va đập nhẹ là 𝐶 𝑟 = 0,7 Hệ số xét ảnh hưởng của vận tốc cũng cần được xem xét.

2.2.11 Chiều rộng các bánh đai và đường kính ngoài các bánh đai

𝐵 = (𝑧 − 1)𝑡 + 2𝑒 Trong đó: o 𝑧 = 3 o Tra bảng 4.21 trang 63 tài liệu (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập 1- Trịnh Chất và Lê Uyển) ta được 𝑡 = 19;e,5;ℎ 𝑜 = 4,2𝑚𝑚

➢ Đường kính ngoài bánh đai: ℎ 𝑜 = 4,2𝑚𝑚

2.2.12 Lực tác dụng lên các trục

➢ Lực căng đai ban đầu: [𝜎 𝑜 ] = 1,5𝑀𝑝𝑎 (đ𝑎𝑖 𝑡ℎ𝑎𝑛𝑔)

➢ Lực tác dụng lên trục và ổ

2.2.13 Ứng suất lớn nhất trong dây đai và tuổi thọ đai

➢ Lực căng mỗi dây đai:

➢ Lực vòng trên mỗi dây đai:

➢ Ứng suất lớn nhất trong dây đai:

- 𝜎 𝑟 = 9𝑀𝑝𝑎 (Tra bảng trang 156 tài liệu Cơ sở Thiết Kế Máy – Nguyễn Hữu Lộc với đai thang)

2.2.14 Thông số của bộ truyền đai

BÀI TẬP LỚN SỐ 03: THIẾT KẾ BỘ BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG 3.1 THÔNG SỐ BAN ĐẦU

- Số vòng quay trục dẫn 𝑛 1 =727,5 ( vg ph)

- Số vòng quay trục bị dẫn 𝑛 2 = 156 ( vg ph)

- Thời gian làm việc 𝐿 ℎ = 4.300.8.1 = 9600 (giờ)

- Quay 1 chiều, làm việc 1 ca, tải va đập nhẹ

Dựa vào bảng 6.1 trong tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí – Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Uyển, vật liệu cho cặp bánh răng được chọn như sau: bánh chủ động (bánh nhỏ) sẽ sử dụng thép C45 đã được tôi cải thiện, đảm bảo đạt được độ rắn cần thiết.

HB241 285, có giới hạn bền 𝜎 𝑏 = 850𝑀𝑝𝑎 và giới hạn chảy 𝜎 𝑐ℎ1 580𝑀𝑝𝑎, ta chọn độ rắn bánh nhỏ 𝑯 𝟏 = 𝟐𝟓𝟎𝐇𝐁 o Bánh bị động (Bánh lớn):chọn thép C45 tôi cải thiện; đạt độ rắn

HB192 240 có giới hạn bền 𝜎 𝑏 = 750𝑀𝑝𝑎 và giới hạn chảy 𝜎 𝑐ℎ2 450𝑀𝑝𝑎, ta chọn độ rắn bánh lớn theo quan hệ:

3.2.2 Xác định ứng suất cho phép

➢ Số chu kì làm việc cơ sở: o 𝑁 𝐻01 = 30𝐻 1 2.4 = 30 250 2,4 ≈ 0,17 10 8 (chu kỳ) o 𝑁 𝐻02 = 30𝐻 2 2.4 = 30 235 2,4 ≈ 0,147 10 8 (chu kỳ) o 𝑁 𝐹01 = 𝑁 𝐹02 = 5 10 6 (chu kỳ)

➢ Số chu kì làm việc tương đương xác định theo sơ đồ tải trọng:

Trong đó c: số lần ăn khớp của rang trong mỗi vòng quay của bánh rang, ở đây có 1 lần ăn khớp nên c=1 o 𝑁 𝐻𝐸1 = 60.1 [( 𝑇

𝑁 𝐹𝐸2 >𝑁 𝐹02 nên chọn 𝑁 𝐻𝐸 = 𝑁 𝐻0 để tính toán

Theo bảng 6.13 tài liệu trang 249 (Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc) với thép 45, tôi cải thiện:

𝜎 0 𝐻𝑙𝑖𝑚 = 2𝐻𝐵 + 70 o Giới hạn mỏi tiếp xúc:

- Bánh bị động: 𝜎 0 𝐻𝑙𝑖𝑚2 = 2𝐻𝐵 2 + 70 = 2.235 + 70 = 540Mpa o Giới hạn mỏi uốn:

➢ Ứng suất tiếp xúc cho phép: o Tính toán sơ bộ:

𝑆 𝐻 Với hệ số an toàn: 𝑆 𝐻 = 1,1 (tra bảng 6.13 trang 249 tài liệu Cơ sở Thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc)

1,1 ≈ 441,82𝑀𝑝𝑎 Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán: [𝜎 𝐻 ] = [𝜎 𝐻2 ] = 441,82Mpa

➢ Ứng suất uốn cho phép: o Tính toán sơ bộ:

𝑆 𝐹 𝐾 𝐹𝐿 Với 𝐾 𝐹𝑐 = 1 (cho quay 1 chiều), 𝑆 𝐹 = 1,75 (tra bảng 6.13 trang 249 tài liệu Cơ sở Thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc):

➢ Ứng suất quá tải cho phép: o [𝜎 𝐻 ] 𝑚𝑎𝑥 = 2,8 𝜎 𝑐ℎ2 = 2,8.450 = 1260𝑀𝑝𝑎 (bánh răng thường hóa,tôi cải thiện) o [𝜎 𝐹1 ] 𝑚𝑎𝑥 = 0,8 𝜎 𝑐ℎ1 = 0,8.580 = 464𝑀𝑝𝑎 o [𝜎 𝐹2 ] 𝑚𝑎𝑥 = 0,8 𝜎 𝑐ℎ2 = 0,8.450 = 360𝑀𝑝𝑎

3.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

➢ Theo công thức (6.15a) trang 96 tài liệu (Tính toán hệ dẫn động cơ khí – Tập

1 – Trịnh Chất và Lê Uyển).:

Với hệ số 𝐾 𝑎 = 43, phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng, theo bảng 6.5 trang 96 trong tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí – Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Uyển, moment xoắn trục bánh chủ động được xác định là 𝑇 1 = 77896,495 Nmm Hệ số 𝜓 𝑏𝑎 = 0,3 áp dụng cho trường hợp khi 𝐻 1, 𝐻 2 ≤ 350𝐻𝐵 và vị trí bánh răng đối xứng, được tra cứu từ bảng 6.15 trang 260 trong tài liệu "Cơ sở Thiết kế máy" của Nguyễn Hữu Lộc.

=> 𝜓 𝑏𝑑 = 0,5𝜓 𝑏𝑎 (𝑢 ± 1) = 0,5.0,3(4,664 + 1) = 0,85 o 𝐾 𝐻𝛽 = 1,03, trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (tra bảng 6.4 trang 237 tài liệu Cơ sở Thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc và 𝜓 𝑏𝑑 = 0,85

Vậy theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑎 𝑤 = 180𝑚𝑚

3.2.4 Xác định các thông số ăn khớp

➢ Môđun: 𝑚 = (0,01 ÷ 0,02)𝑎 𝑤 = (0,01 ÷ 0,02) 180 = 1,8 ÷ 3,6(mm) Dựa theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 trang 99 (Tính toán hệ dẫn động cơ khí – Tập 1 – Trịnh Chất và Lê Uyển) ta chọn 𝑚 = 2,5mm

➢ Số răng bánh nhỏ; o Từ điều kiện 20 𝑜 ≥ 𝛽 ≥ 8 𝑜

25 ≈ 4,68 ( sai số 0,34% chấp nhận được)

➢ Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng: o Đường kính vòng chia:

- 𝑑 2 = 𝑧 1 𝑚 cos(𝛽) = 117.2,5 cos(9,56 ° ) ≈ 296,6194mm o Đường kính đỉnh răng:

- 𝑑 𝑎2 = 𝑑 2 + 2𝑚 = 296,6194mm + 2.2,5 = 301,6194𝑚𝑚 o Đường kính đáy răng:

➢ Chiều rộng vành răng: o Bánh bị dẫn: 𝑏 2 = 𝜓 𝑎𝑏 𝑎 𝑤 = 0,3.180 = 54mm o Bánh dẫn: 𝑏 1 = 𝑏 2 + 5 = 59mm

➢ Vận tốc vòng bánh răng:

60000 ≈ 2,41m/s Theo bảng 6.3 trang 230 tài liệu Cơ sở Thiết kế máy- Nguyễn Hữu Lộc ta chọn cấp chính xác 9 với vận tốc giới hạn 𝑣 𝑔ℎ = 6m/s

➢ Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5 trang 239 tài liệu Cơ sở Thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc ta chọn: ( cấp chính xác 9; 𝐻 1 , 𝐻 2 ≤ 350HB; bánh răng trụ răng nghiêng)

Hệ thống này xem xét sự phân bố không đều tải trọng giữa các răng, theo bảng 6.11 trang 241 trong tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí – Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Uyển, với hệ số 𝐾 𝐻𝛼 = 1,13.

➢ Hệ số 𝐾 𝐹𝛼 xác định theo:

3.2.5 Kiểm nghiệm răng và độ bền tiếp xúc

➢ Theo công thức 6.33 trang 105 tài liệu Tính toán hệ dẫn động cơ khí – Tập 1 – Trịnh Chất và Lê Uyển, ứng suất trên mặt răng làm việc:

Hệ số ZM = 274 MPa 1/3 được sử dụng để đánh giá cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, theo thông tin từ bảng 6.5 trang 96 trong tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí – Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Uyển.

- 𝑍 𝐻 , hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

𝛽 𝑏 , góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

𝛽 𝑏 = 𝑎𝑐𝑟𝑡𝑎𝑛(cos(𝛼 𝑡 ) 𝑡𝑔(𝛽)) Góc ăn khớp trong mặt ngang:

- 𝑍 𝜀 , hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc:

Hệ số trùng khớp dọc:

Hệ số trùng khớp ngang:

- 𝐾 𝐻 , hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

Hệ số K_H được tính bằng công thức K_H = K_Hβ * K_Hα * K_Hv, với giá trị K_Hβ = 1,05, phản ánh sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng Kết quả cuối cùng cho hệ số K_H là 1,28 Thông tin chi tiết có thể tham khảo trong bảng 6.7, trang 98 của tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí – Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Uyển.

➢ Xác định chính xác ứng suất cho phép:

- 𝑍 𝑅 = 0,95, hệ số xét đến độ nhám bề mặt

- 𝑍 𝑉 = 0,85 𝑣 0,1 = 0,85 2,41 0,1 = 0,928, hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng (𝐻𝐵 ≤ 350)

- 𝐾 𝑙 = 1, hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

- 𝑌 𝐹 , hệ số dạng răng theo số răng tương đương:

Với số răng tương đương:

Và không dịch chỉnh nên x=0

- 𝐹 𝑡 , lực vòng trên bánh dẫn:

- 𝐾 𝐹 , Hệ số tải trọng tính ứng suất uốn:

Hệ số K_F được tính bằng công thức K_F = K_Fα K_Fβ K_Fv = 1.1 * 06.1 * 1 = 1.166 Trong đó, K_Fβ = 1.06 là hệ số phản ánh sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng, được tham khảo từ bảng 6.7 trang 98 trong tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí – Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Uyển.

- 𝑌 𝜀 , hệ số xét đến sự ảnh hưởng của trùng khớp ngang:

- 𝑌 𝛽 , Hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang:

➢ Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép:

Trong quá trình gia công bánh răng, các hệ số quan trọng cần xem xét bao gồm 𝑌𝑅 = 1, đại diện cho ảnh hưởng của độ nhám khi phay và mài răng; 𝑌𝑥 = 1, thể hiện hệ số kích thước khi tôi bề mặt; và 𝑌𝛿, phản ánh độ nhạy của vật liệu bánh răng đối với sự tập trung tải trọng.

𝑌 𝐹2 nên ta tính bánh dẫn:

=>𝜎 𝐹1 = 46,07 < [𝜎 𝐹1 ] = 261,26 nên bánh răng đủ bền uốn

3.2.7 Các lực tác dụng lên bộ truyền

3.2.8 BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN

Hệ số dịch chỉnh 𝑥 1 = 0 𝑥 2 = 0 Đường kính vòng chia 𝑑 1 = 63mm 𝑑 2 = 297mm Đường kính đỉnh răng 𝑑 𝑎1 = 68mm 𝑑 𝑎2 = 302mm Đường kính đáy răng 𝑑 𝑓1 = 58𝑚𝑚 𝑑 𝑓2 = 292𝑚𝑚

Bề rộng vành răng 𝑏 1 = 59mm 𝑏 2 = 54𝑚𝑚

BÀI TẬP LỚN SỐ 04: THIẾT KẾ TRỤC 2 TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC

➢ Moment xoắn trên các trục: o Trục I: 𝑇 1 = 77896,495 Nmm o Trục II:𝑇 2 = 354145,833 Nmm

Trong bài viết này, chúng tôi quy ước các ký hiệu để mô tả các thành phần trong hộp giảm tốc Ký hiệu o k đại diện cho số thứ tự của trục, trong khi o i là số thứ tự của tiết diện trục nơi lắp các chi tiết tham gia truyền tải trọng Các tiết diện trục lắp ổ được ký hiệu với o i = 0 và o i = 1, trong khi o i = 2 đến s chỉ số lượng chi tiết quay Khoảng cách giữa các gối đỡ trên trục thứ k được ký hiệu là o 𝑙 𝑘𝑖, và chiều dài của chi tiết quay thứ I trên tiết diện i được ký hiệu là o 𝑙 𝑚𝑘𝑖 Khoảng công xôn trên trục k, tính từ chi tiết thứ i đến gối đỡ, được ký hiệu là o 𝑙 𝑐𝑘𝑖, trong khi o 𝑏 𝑘𝑖 thể hiện chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k.

4.2.1 Chọn vật liệu và xác định đường kính trục

➢ Chọn Thép C45 tôi cải thiện o Độ rắn 200HB o Giới hạn bền 𝜎 𝑏 = 850Mpa o Giới hạn chảy 𝜎 𝑐ℎ = 580Mpa o Ứng suất uốn cho phép: [𝜎] = 65Mpa o Ứng suất xoắn cho phép: [𝜏] = 20Mpa

➢ Chọn sơ bộ đường kính trục: o 𝑑 1 = √ 5𝑇 1

4.2.2 Xác định chiều dài các trục:

- 𝑘 1 = 13mm, khoảng các từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp khoảng cách giữa các chi tiết quay

- 𝑘 2 = 10mm, khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

- 𝑘 3 = 13mm, khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

- ℎ 𝑛 = 16mm, chiều cao nắp ổ và đầu bu lông

- 𝑙 𝑚12 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑 1 = (36 ÷ 45) do bề rộng bánh đai là 63 mm nên chọn tối thiểu 𝑙 𝑚12 = 63𝑚𝑚, chiều dài mayo bánh đai

- 𝑏 0 = 19mm, chiều rộng ổ lăn với 𝑑 1 = 30𝑚𝑚

- 𝑙 𝑚13 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑 1 = (36 ÷ 45) do chiều rộng bánh răng là 𝑏 𝑤1 = 59mm nên chọn tối thiểu 𝑙 𝑚13 = 𝑏 𝑤1 = 59mm

- 𝑙 𝑚22 = (1,4 ÷ 2,5)𝑑 2 = (70 ÷ 125)5 mm, chiều dài khớp nối

- 𝑙 𝑚13 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑 1 = (60 ÷ 75)emm, chiều dài mayo bánh răng trụ

4.2.3 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền:

➢ Cặp bánh răng trụ răng nghiêng: o Lực vòng: 𝐹 𝑡1 = 𝐹 𝑡2 = 2458,07N o Lực hướng tâm: 𝐹 𝑟1 = 𝐹 𝑟2 = 907,26N o Lực dọc trục: 𝐹 𝑎1 = 𝐹 𝑎2 = 413,97N

➢ Lực của đai tác dụng lên trục và ổ lăn; o 𝐹 𝑟đ ≈ 2𝐹 𝑜 sin ( 𝛼 1

➢ Lực nối trục đàn hồi tác dụng lên ổ: o 𝐹 = (0,2 ÷ 0,3) 2𝑇 2 = (0,2 ÷ 0,3)2.354145,833

4.2.4 Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục

➢ Trục I: o Tìm phản lực tại các gối đỡ:

2 = 13040,06Nmm o Phương trình cân bằng trên trục I:

𝑅 𝐵𝑌 = 1342,88N o Đường kính các đoạn trục:

Tra bảng 10.5 trang 195 tài liệu Tính toán hệ dẫn động cơ khí 1 – Trịnh Chất và Lê Uyển với đường kính trục 𝑑 1 = 30𝑚𝑚

➢ Trục II: o Tìm phản lực tại các gối đỡ:

2 = 61474,545Nmm o Phương trình cân bằng trên trục II:

4.2.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi của trục

➢ Trục vừa thiết kế được kiểm nghiệm theo độ bền mỏi sau đây:

- [s], hệ số an toàn cho phép lấy giá 3, như vậy ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng

- 𝑠 𝜎𝑗 ;𝑠 𝜏𝑗 , hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất uốn, ứng suất xoắn xác định theo công thức:

𝜎 −1 , 𝜏 −1 , giới hạn mỏi của vật liệu tính theo công thức

𝜎 𝑏 = 850(𝑀𝑃𝑎), giới hạn bền của vật liệu với thép 45 tôi cải thiện

𝜎 𝑎 , 𝜎 𝑚 , 𝜏 𝑎 , 𝜏 𝑚 , biên độ và giá trị trung bình của ứng suất

Do tất cả các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:

𝟐𝒅 𝒋 , moment cản uốn được tính cho trục có 1 then

Với: 𝑡 1 , chiều sâu rãnh then; 𝑏, chiều rộng rãnh then

Do trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:

𝑇 𝑗 , moment xoắn tại tiết diện j

𝟐𝒅 𝒋 , moment cản xoắn được tính cho trục có 1 then

𝜀 𝜎 ; 𝜀 𝜏 , hệ số kích thước tra theo bảng 10.4 trang 411 tài liệu cơ sở Thiết Kế Máy – Nguyễn Hữu Lộc

𝝍 𝝈 = 𝟎, 𝟏; 𝝍 𝝉 = 𝟎, 𝟎𝟓, hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình mỏi, tra hình 2.8 trang 411 tài liệu cơ sở Thiết Kế Máy – Nguyễn Hữu Lộc

𝜷 = 𝟏, 𝟕 , hệ số tăng bền bề mặt tra theo bảng 10.5 trang 411 tài liệu cơ sở Thiết Kế Máy – Nguyễn Hữu Lộc

Hệ số Kσ = 2,1 và Kτ = 2 được sử dụng để xem xét ảnh hưởng của sự tập trung tải trọng đến độ bền mỏi Thông tin này được trích dẫn từ bảng 10.9, trang 412 trong tài liệu "Thiết Kế Máy" của tác giả Nguyễn Hữu Lộc, liên quan đến thiết kế trục có rãnh then.

➢ Bảng thông số kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục:

Nhận xét: Tất cả các hệ số an toàn trong bảng đều lớn hơn [𝑠] = 3 Vậy trục thỏa điều kiện mỏi

4.2.6 Kiểm nghiệm trục về 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 điều kiện:

𝑀 𝑚𝑎𝑥 , moment uốn tại tiết diện nguy hiểm khi quá tải

𝑇 𝑚𝑎𝑥 , moment xoắn tại tiết diện nguy hiểm khi quá tải

Vậy trục I thỏa độ bền tĩnh

Vậy trục II thỏa độ bền tĩnh

Thông số của then tra bảng 9.1a trong tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí" của Trịnh Chất và Lê Uyển chỉ ra rằng điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt có dạng cụ thể.

Ứng suất dập tính toán 𝜎 𝑑 được xác định là 100 MPa, tương ứng với ứng suất dập cho phép Thông tin này được lấy từ bảng 9.5 trong tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí tập 1" của Trịnh Chất và Lê Uyển, áp dụng cho tải trọng va đập nhẹ gắn cố định.

𝜏 𝑑 , ứng suất cắt tính toán [𝜏 ] = 60Mpa, ứng suất cắt cho phép

𝑑, đường kính trục tại tiết diện sử dụng then

Nhận xét: Tất cả các then đảm bảm điều kiện bền dập và bền cắt cho phép

BÀI TẬP LỚN SỐ 5: THIẾT KẾ Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC VÒNG ĐÀN HỒI

Tuổi thọ của ổ theo giờ: 𝐿 ℎ = 9600ℎ

➢ Tải trọng tác dụng lên các ổ:

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

➢ Do có lực dọc trục nên ta chọn ổ đũa côn, chọn cỡ nhẹ (phụ lục 9.3 trang 513 tài liệu Bài tập Chi Tiết Máy – Nguyễn Hữu Lộc):

- Chọn V= 1 ứng với một vòng quay

- Chọn 𝐾 𝜎 = 1,2 (tra bảng 11.3 trang 215 tài liệu Tính toán hệ dẫn động cơ khí 1 – Trịnh Chất và Lê Uyển với tải va đập nhẹ)

➢ Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm 𝑭 𝒓 gây ra:

➢ Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ:

➢ Tuổi thọ tính theo triệu vòng:

➢ Khả năng tải động tính toán:

𝐶 𝑡𝑡 = 𝑄 𝐵 𝑚 √𝐿= 2617 10/3 √419.04 = 16 < 𝐶 0 1kN Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động

Với ổ đũa côn: 𝑋 0 = 0,5; 𝑌 0 = 0,22 cot 𝛼 = 0,22 cot(14°) = 0,88

Vậy ổ đủ điều kiện bền tĩnh

➢ Số vòng quay tới hạn của ổ:

- [𝐷 𝑝𝑤 𝑛] = 2,5 10 5 ,ta bảng 11.7 tài liệu trang 456 Cơ sở Thiết Kế Máy – Nguyễn Hữu Lộc với ổ đũa côn, bôi trường bằng mỡ

2 = 46mm, đường kính tâm con lăn

➢ Do có lực dọc trục nên ta chọn ổ đũa côn, chọn cỡ nhẹ (phụ lục 9.3 trang 513 tài liệu Bài tập Chi Tiết Máy – Nguyễn Hữu Lộc)

Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) C (kN) 𝐂 𝟎

𝐶 𝑡𝑡 = 𝑄 𝐴 𝑚 √𝐿 = 3445 10/3 √89,9 = 13,3 < 𝐶 PkN Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động

➢ Đường kính trục đầu vào: d@mm

=>Chọn nối trục vòng đàn hồi

➢ Bảng thông số vòng đàn hồi:

➢ Kiểm nghiệm nối trục vòng đàn hồi: o Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

8.130.14.28 = 2,6 ≤ [𝜎] 𝑑 = (2 … 4)Mpa o Điều kiện sức bền của chốt:

2 = 41,5mm;k=1,5 hệ số chế độ làm việc

Vậy vòng đàn hồi và chốt thỏa điều kiện.

Bảng đặc tính

Trục Động cơ Trục I Trục II Trục công tác

Số vòng quay (vg/ph) 1455 727,5 156 156

BÀI TẬP LỚN SỐ 02: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

2.2.3 Vận tốc vòng quay bánh dẫn

2.2.4 Đường kính bánh bị dẫn 𝒅 𝟐

180(1−0,01) ≈ 1,992 Sai số số với giá trị chọn trước 0,39% chấp nhận được

2.2.5 Chọn khoảng cách trục a sơ bộ theo điều kiện:

2.2.6 Chiều dài tính toán của đai

2.2.7 Tính toán chính xác lại khoảng cách trục a

4 ≈ 420,71 (𝑚𝑚) (giá trị a nằm trong khoảng cho phép)

2.2.8 Góc ôm đai bánh đai nhỏ

=> 𝑎, 𝑑 1 , 𝑑 2 thỏa điều kiện cho phép

2.2.9 Số vòng chạy của đai trong một giây

Hệ số xét ảnh hưởng của tỷ số truyền u được tính theo công thức 𝐶 𝛼 = 1,24 (1 − 𝑒 −𝛼 110 1 ) = 1,24 (1 − 𝑒 −156,29 110 ) ≈ 0,9405 Theo tài liệu "Cơ sở Thiết Kế Máy" của Nguyễn Hữu Lộc, hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài của L là 𝐶 𝑢 = 1,125.

Chọn sơ bộ hệ số 𝐶 𝑧 = 0,95 do chưa xác định số dây đai Hệ số xét ảnh hưởng của chế độ tải trọng cho tải va đập nhẹ là 𝐶 𝑟 = 0,7 Hệ số xét ảnh hưởng của vận tốc cũng cần được xem xét.

BÀI TẬP LỚN SỐ 03: THIẾT KẾ BỘ BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG 3.1 THÔNG SỐ BAN ĐẦU

Dựa vào bảng 6.1 trong tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí – Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Uyển, chúng tôi đã chọn vật liệu cho cặp bánh răng Cụ thể, bánh chủ động (bánh nhỏ) được chọn là thép C45 đã được tôi cải thiện, đảm bảo đạt độ rắn cần thiết.

Với hệ số 𝐾 𝑎 = 43, phụ thuộc vào vật liệu và loại răng của cặp bánh răng (theo bảng 6.5 trang 96 tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí – Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Uyển), moment xoắn trục bánh chủ động được tính là 𝑇 1 = 77896,495 Nmm Ngoài ra, giá trị 𝜓 𝑏𝑎 = 0,3 được áp dụng khi 𝐻 1 và 𝐻 2 ≤ 350𝐻𝐵 và vị trí bánh răng đối xứng, như được chỉ ra trong bảng 6.15 trang 260 tài liệu "Cơ sở Thiết kế máy" của Nguyễn Hữu Lộc.

Hệ thống cần xem xét sự phân bố không đều tải trọng giữa các răng, theo bảng 6.11 trong tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí – Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Uyển, với cấp chính xác 9, có giá trị 𝐾 𝐻𝛼 = 1,13.

Hệ số ZM = 274 MPa 1.3 được xác định dựa trên cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, theo bảng 6.5 trong tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí – Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Uyển.

Hệ số K_H được tính bằng công thức K_H = K_Hβ * K_Hα * K_Hv = 1,03 * 1,13 * 1,1 = 1,28 Trong đó, K_Hβ = 1,05 là hệ số phản ánh sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng, theo bảng 6.7 trang 98 trong tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí – Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Uyển.

Hệ số tổng hợp 𝐾 𝐹 được tính bằng công thức 𝐾 𝐹 = 𝐾 𝐹𝛼 𝐾 𝐹𝛽 𝐾 𝐹𝑣, với giá trị 𝐾 𝐹 = 1.1 × 1.06 × 1.1 = 1.166 Trong đó, 𝐾 𝐹𝛽 = 1.06, là hệ số phản ánh sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng Thông tin chi tiết có thể tham khảo trong bảng 6.7 trang 98 của tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí – Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Uyển.

Hệ số 𝑌𝑅 = 1 được sử dụng để xem xét ảnh hưởng của độ nhám trong quá trình phay và mài răng Hệ số 𝑌𝑥 = 1 thể hiện kích thước khi tôi bề mặt, trong khi hệ số 𝑌𝛿 phản ánh độ nhạy của vật liệu bánh răng đối với sự tập trung tải trọng.

Trong bài viết này, chúng tôi quy ước các ký hiệu liên quan đến trục trong hộp giảm tốc, bao gồm: o k là số thứ tự của trục, o i là số thứ tự của tiết diện trục nơi lắp các chi tiết truyền tải trọng Các tiết diện trục lắp ổ được ký hiệu là 𝑖 = 0 và 𝑖 = 1, trong khi 𝑖 = 2 đến 𝑠 biểu thị số chi tiết quay Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k được ký hiệu là 𝑙 𝑘𝑖, còn chiều dài mayo của chi tiết quay thứ I trên tiết diện i được ký hiệu là 𝑙 𝑚𝑘𝑖 Khoảng công xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i đến gối đỡ, được ký hiệu là 𝑙 𝑐𝑘𝑖, và chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k được ký hiệu là 𝑏 𝑘𝑖.

4.2.1 Chọn vật liệu và xác định đường kính trục

4.2.2 Xác định chiều dài các trục:

4.2.3 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền:

Hệ số Kσ = 2,1 và Kτ = 2 được sử dụng để xem xét ảnh hưởng của sự tập trung tải trọng đến độ bền mỏi Thông tin này được trích từ bảng 10.9, trang 412 trong tài liệu "Thiết Kế Máy" của tác giả Nguyễn Hữu Lộc, áp dụng cho trục có rãnh then.

Thông số của then tra bảng 9.1a trong tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí" của Trịnh Chất và Lê Uyển bao gồm các điều kiện bền dập và bền cắt với các dạng cụ thể.

Ứng suất dập tính toán 𝜎 𝑑 được xác định là 100 MPa, tương ứng với ứng suất dập cho phép được tra cứu trong bảng 9.5, trang 177 của tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí tập 1" của Trịnh Chất và Lê Uyển Giá trị này áp dụng cho trường hợp tải trọng va đập nhẹ và thiết bị được gắn cố định.

Tuổi thọ của ổ theo giờ: 𝐿 ℎ = 9600ℎ

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ

Chọn loại đai

Đường kính bánh dẫn 𝑑 1

Vận tốc vòng quay bánh dẫn

Đường kính bánh bị dẫn 𝑑 2

180(1−0,01) ≈ 1,992 Sai số số với giá trị chọn trước 0,39% chấp nhận được.

Chọn khoảng cách trục a sơ bộ theo điều kiện

Chiều dài tính toán của đai

Tính toán chính xác lại khoảng cách trục a

4 ≈ 420,71 (𝑚𝑚) (giá trị a nằm trong khoảng cho phép).

Góc ôm đai bánh đai nhỏ

=> 𝑎, 𝑑 1 , 𝑑 2 thỏa điều kiện cho phép.

Số vòng chạy của đai trong một giấy

Số dây đai

Hệ số xét ảnh hưởng của tỷ số truyền u được tính theo công thức 𝐶 𝛼 = 1,24 (1 − 𝑒 −𝛼 110 1 ) = 1,24 (1 − 𝑒 −156,29 110 ) ≈ 0,9405 Theo tài liệu "Cơ sở Thiết Kế Máy" của Nguyễn Hữu Lộc, hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài của L là 𝐶 𝑢 = 1,125.

Chọn sơ bộ hệ số 𝐶 𝑧 = 0,95 do chưa xác định số dây đai Hệ số xét ảnh hưởng của chế độ tải trọng cho tải va đập nhẹ là 𝐶 𝑟 = 0,7 Hệ số xét ảnh hưởng của vận tốc cũng cần được xem xét.

Chiều rộng và đường kính ngoài các bánh đai

Dựa vào bảng 6.1 trong tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí – Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Uyển, vật liệu cho cặp bánh răng được chọn như sau: bánh chủ động (bánh nhỏ) sử dụng thép C45 đã được tôi cải thiện, đảm bảo đạt độ rắn cần thiết.

THÔNG SỐ BAN ĐẦU

Chọn vật liệu

Dựa vào bảng 6.1 trong tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí – Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Uyển, vật liệu cho cặp bánh răng được chọn là thép C45 tôi cải thiện cho bánh chủ động (bánh nhỏ), đảm bảo đạt độ rắn cần thiết.

Xác định ứng suất cho phép

Với hệ số 𝐾 𝑎 = 43, phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng, ta có thể tham khảo bảng 6.5 trang 96 trong tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí – Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Uyển Moment xoắn trục của bánh chủ động được tính là 𝑇 1 = 77896,495 Nmm Hệ số 𝜓 𝑏𝑎 = 0,3 áp dụng cho trường hợp 𝐻 1, 𝐻 2 ≤ 350𝐻𝐵 và vị trí bánh răng đối xứng, theo bảng 6.15 trang 260 trong tài liệu "Cơ sở Thiết kế máy" của Nguyễn Hữu Lộc.

Hệ thống xét đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các răng Theo tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí – Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Uyển (cấp chính xác 9), hệ số K_Hα được xác định là 1,13 (tham khảo bảng 6.11, trang 241).

Hệ số ZM được xác định là 274 MPa, dựa trên cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, theo bảng 6.5 trong tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí – Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Uyển.

Hệ số K_H được tính bằng công thức K_H = K_Hβ * K_Hα * K_Hv = 1,03 * 1,13 * 1,1 = 1,28 Trong đó, K_Hβ = 1,05 là hệ số phản ánh sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng, theo thông tin từ bảng 6.7 trong tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí – Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Uyển.

Hệ số K_F được tính bằng công thức K_F = K_Fα K_Fβ K_Fv, với giá trị K_F = 1.1 * 1.06 * 1.1 = 1.166 Trong đó, K_Fβ = 1.06 là hệ số điều chỉnh cho sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng Thông tin chi tiết có thể tham khảo trong bảng 6.7, trang 98 của tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí – Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Uyển.

Hệ số 𝑌𝑅 = 1 được sử dụng để xét đến ảnh hưởng của độ nhám trong quá trình phay và mài răng Hệ số 𝑌𝑥 = 1 phản ánh kích thước khi tôi bề mặt Ngoài ra, hệ số 𝑌𝛿 thể hiện độ nhạy của vật liệu bánh răng đối với sự tập trung tải trọng.

Bảng thông số bộ truyền

THÔNG SỐ THIẾT KẾ

Trong bài viết này, chúng tôi quy ước các ký hiệu để dễ dàng hiểu và áp dụng trong thiết kế hộp giảm tốc Ký hiệu o k đại diện cho số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc, trong khi o i là số thứ tự của tiết diện trục nơi lắp các chi tiết truyền tải trọng Các tiết diện trục lắp ổ được ký hiệu là 𝑖 = 0 và 𝑖 = 1, trong khi 𝑖 = 2 đến 𝑠 biểu thị số chi tiết quay Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k được ký hiệu là 𝑙 𝑘𝑖, và chiều dài mayo của chi tiết quay thứ I lắp trên tiết diện i được ký hiệu là 𝑙 𝑚𝑘𝑖 Khoảng công xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ, được ký hiệu là 𝑙 𝑐𝑘𝑖, trong khi chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k được ký hiệu là 𝑏 𝑘𝑖.

Chọn vật liệu và xác định đường kính trục

Xác định chiều dài các trục

Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền

Hệ số K σ = 2,1 và K τ = 2 được sử dụng để xem xét ảnh hưởng của sự tập trung tải trọng đến độ bền mỏi Thông tin này được trích từ bảng 10.9, trang 412 trong tài liệu "Thiết Kế Máy" của tác giả Nguyễn Hữu Lộc, liên quan đến thiết kế trục có rãnh then.

Ứng suất dập tính toán 𝜎 𝑑 được xác định là 100 MPa, tương ứng với ứng suất dập cho phép theo bảng 9.5 trong tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí tập 1" của Trịnh Chất và Lê Uyển Giá trị này áp dụng cho tải trọng va đập nhẹ trong điều kiện gắn cố định.

Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Hệ số K σ = 2,1 và K τ = 2 được sử dụng để xét đến ảnh hưởng của sự tập trung tải trọng đến độ bền mỏi Thông tin này được trình bày trong bảng 10.9, trang 412 của tài liệu "Thiết Kế Máy" của tác giả Nguyễn Hữu Lộc, liên quan đến thiết kế trục có rãnh then.

Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

Vậy trục II thỏa độ bền tĩnh.

Kiểm nghiệm then

Ứng suất dập tính toán 𝜎 𝑑 được xác định là 100 MPa, đây là giá trị cho phép theo bảng 9.5 trong tài liệu "Tính toán hệ dẫn động cơ khí tập 1" của Trịnh Chất và Lê Uyển, áp dụng cho tải trọng va đập nhẹ gắn cố định.

CHỌN Ổ LĂN

Trục I

Trục II

CHỌN NỐI TRỤC

Tiêu đề	Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Thùng Trộn
Tác giả	Phan Nguyễn Quang Thịnh
Người hướng dẫn	Thân Trọng Khánh Đạt
Trường học	Đại Học Bách Khoa Tp Hồ Chí Minh
Chuyên ngành	Cơ Khí
Thể loại	bài tập lớn
Năm xuất bản	2021
Thành phố	Thành Phố Hồ Chí Minh

Định dạng
Số trang	38
Dung lượng	0,96 MB