Hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục

Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khí chế tạo máy. Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép và cơ sở thiểt kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo. Qua thời gian làm đồ án chi tiết máy, em đã nắm vững hơn về cách phân tích một công việc thiết kế, cách đặt vấn đề cho bài toán thiết kế.Vì đặc trưng nghiên cứu của môn học là tính hệ truyền động nên qua đó giúp cho sinh viên có cách xử lý sát thực hơn và biết cách kết hợp với những kiến thức đã được học để tính toán và chọn ra phương án tối ưu cho thiết kế.Hộp giảm tốc là một cơ cấu được sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng và công nghiệp nói chung .Trong môi trường công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hộp giảm tốc sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng.Được sự phân công của Thầy, em thực hiện đồ án Thiết kế hộp giảm tốc đồng trục để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh. Dù đã cố gắng hoàn thành đồ án này với cường độ làm việc cao, kỹ lưỡng và có sự hướng dẫn rất cụ thể của quý thầy cô nhưng do yếu tố thời gian, kiến thức còn hạn chế và chưa có kinh nghiệm thực tiễn nên chắc chắn đồ án này còn có nhiều thiếu sót và bất cập. Vì vậy, em rất mong sự sửa chữa và đóng góp ý kiến của quý thầy cô để em được rút kinh nghiệm và bổ sung thêm kiến thức.

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

Chọn động cơ

Hệ thống dẫn động thùng trộn:

- Công suất trục công tác P = 5,8 Kw

- Số vòng quay n = 52 vòng/ phút

- Chế độ làm việc : quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đạp nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ, 1 năm làm việc 300 ngày

1.1.1.Chọn hiệu suất của hệ thống:

➢ Tra bảng 2.3 tài liệu [1], ta chọn được các hiệu suất sau:

- Hiệu suất khớp nối trục:  kn =0.99

- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1:  br 1 =0.97

- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 2:  br 2 =0.97

- Hiệu suất bộ truyền đai: 𝜂 đ = 0,95

- Hiệu suất của một cặp ổ lăn : ol =0.99

    = d ol kn br = 1.1.2.Tính công suất cần thiết :

➢ Công suất cần thiết trên trục động cơ:

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

➢ Số vòng quay trên trục công tác: nlv = 52 (vòng/phút)

➢ Chọn sơ bộ tỷ sô truyền của hệ thống :

Với : uh = 8 : tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp ( 8 ÷ 40) ud = 3 : tỉ số truyền của bộ truyền đai thang (3 ÷ 5)

➢ Số vòng quay sơ bộ của động cơ : nsb =nlv.uchR.2448 (vòng/phút)

 Vậy, số vòng quay sơ bộ của động cơ điện là: nsb = 1248 vòng/phút

1.1.4.Chọn động cơ điện: Động cơ điện phải có thông số thỏa mãn: +𝑃 đ𝑐  đ𝑐 ≥ 𝑃 𝑐𝑡 = 6,28 kW

Ta chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha:

Kiểu động cơ Công suất kW

Vận tốc quay vg/ph cos  %

PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

➢ Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động: uch= nđc

52 ',79 Trong đó: nđc = 1445 vòng/phút; nlv = 52 vòng/phút

➢ Tra bảng 3.1 Tài liệu [1] ta chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục: uh = 8 →u 1 =u 2 = u h

Với u1 = 2,82 : tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh

10 u2 = 2,82 : tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm

➢ Tỉ số truyền của bộ truyền đai: ud= 𝑢𝑡

1.3.1.Phân phối công suất trên các trục:

1.3.1.Tính toán số vòng quay các trục: nđc = 1445 v/p;

1.3.3 Tính toán moment xoắn trên các trục:

• Moment xoắn trên trục động cơ:

• Moment xoắn trên trục thùng trộn :

Thông số/Trục Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục 4

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

Chọn dạng đai

- Chọn đai theo công suất P và số vòng quay n theo đồ thị sau:

Theo hình 4.1 trong tài liệu "Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí - Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, công suất là 6,28 và số vòng quay là 1445 vòng/phút, được thể hiện trong bảng 4.13 của cùng tài liệu này.

Ta chọn đai loại Б với bt= 14mm; b= 17 mm; ℎ = 10,5mm; yo= 4,0mm;

2.1.1 Đường kính bánh đai nhỏ: d1= 1,2 dmin = 1,2.140 = 168

Theo tiêu chuẩn, ta chọn d1 = 200mm

60000 = 10,05 ≤ v max = 25 m/s (thõa mãn) Giả sử ta chọn hệ thống trượt tương đối với 𝜉= 0,01

2.1.2 Đường kính bánh đai lớn: d2= u d1 (1 − 𝜉 ) = 3,49.200 (1 − 0,01) = 691mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn: d2= 710mm

Tỷ số truyền khi đó: u= d2 d1 (1 − 𝜉 ) = 710

200(1−0,01) = 3,59 Kiểm tra sai số cho phép:

Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức

- Khoảng cách trục a phải thỏa mãn điều kiện:

Chọn sơ bộ khoảng cách trục theo bảng 4.14 (1) a = 0,95d 2 = 0,95×710 = 674 (mm)

Chiều dài tính toán của đai

4.674 = 2873,9mm Theo bảng 4.13 (theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)), ta chọn đai có chiều dài tiêu chuẩn:

1 PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 60

- Số vòng chạy của đai trong một giây: i = v

-Tính toán lại khoảng cách trục: a= 𝑘+√𝑘 2 −8∆ 2

4 c4 mm (giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép)

Góc ôm đai bánh đai nhỏ

Theo (4.7) (theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất –

Tính góc ôm α 1 theo công thức:

Tính số đai z

𝛼 1 >120 0 thỏa mãn điều kiện không trượt trơn

* Các hệ số sử dụng:

K đ = 1,25 -Hệ số tải trọng động, tra bảng 4.7(theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)

P o = 3,38 kW -Công suất có ích cho phép, tra bảng 4.19 (theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế

Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)

Hệ số C α = 0,86 được sử dụng để xem xét ảnh hưởng của góc ôm đai, theo bảng 4.15 trong tài liệu "Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí - Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.

Hệ số C u được xác định là 1,14, phản ánh ảnh hưởng của tỷ số truyền u Để tra cứu thông tin chi tiết, tham khảo bảng 4.1715 trong tài liệu "Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.

C z -Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai

Khi tính dựa vào tỉ số P đc /P o = 7,5/3,5=1,6 để tra bảng 4.18(theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) → C z = 0,95

L o = 2240 (mm) -Chiều dài đai thực nghiệm, tra bảng 4.19(theo tài liệu Tính Toán Thiết

Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)

Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai: 𝐿

𝐿 0 = = 1,25 Tra bảng 4.16(theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) ta có CL=1,04

Số dây đai được xác định theo công thức: z ≥ 𝑃 1 𝐾 đ

Chiều rộng bánh đai

Áp dụng công thức (4.17) (theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển):

- Các thông số của bánh đai hình thang: (tra bảng 4.21 theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)

Thay số ta được Bcmm

Các lực tác dụng của đai

*Lực căng đai trên 1 đai:

𝑣 1 𝑐 𝛼 𝑧 + 𝐹 𝑣 (theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)

-q m = 0,178 (kg/m) –Khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4.22

-Fv= q m v 2 = 0,178× 10,05 2 = 17,98 (N) – Lực căng do lực li tâm sinh ra

*Lực tác dụng lên trục:

BẢNG THÔNG SỐ CƠ BẢN BỘ TRUYỀN ĐAI

Thông số Đai thang Đường kính bánh đai nhỏ d1 (mm) 200 Đường kính bánh đai lớn d2 (mm) 710

Chiều rộng bánh đai B (mm) 63

Lực tác dụng lên trục Fr (N) 1105

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM

3.1.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép

Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền Giới hạn chảy Độ cứng HB

Bánh chủ động Thép 45X Tôi cải thiện 850 MPa 650

Bánh bị động Thép 40X Tôi cải thiện 850 Mpa 550

Đối với hộp giảm tốc bánh răng hai cấp chịu công suất trung bình (Pđc=7,5kW), vật liệu nhóm I là lựa chọn phù hợp do có độ rắn HB NHO1 => KHL1 = 1 tương tự KHL2 = 1

+ Theo (6.1a) và bảng 6.2(theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)

Với SH = 1.1 tạm thời lấy ZR.ZV.KxH = 1 sơ bộ ta xác định được:

Với răng nghiêng theo 6.12 (theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)

Tính NFE, hay số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về uốn, được xác định theo tiêu chuẩn 6.7/93, như được nêu trong tài liệu "Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.

+ Ứng suất uốn cho phép đối với mọi loại thép NFO = 4.10 6 và do HB NFO => KFL1 = 1 tương tự KFL2 = 1

Theo 6.2a/93 (theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)

Với SF = 1,75 và bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1 tạm thời lấy YS = 1 KxF = 1 YR = 1

Trong điều kiện quá tải, ứng suất cho phép tối đa đạt 257,14 MPa với ứng suất tiếp xúc tối đa [σ H] max là 2,8 lần ứng suất cho phép [σ ch] Đồng thời, ứng suất uốn cho phép tối đa [σ F] max là 0,8 lần ứng suất cho phép [σ ch], áp dụng cho độ cứng HB ≤ 350.

3.1.2 Xác định thông số cơ bản bộ truyền

Chọn hệ số 𝜓ba = 0,3 (b6.6/97) (theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí- Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)

Với răng nghiêng Ka = 43 (MPa 1/3 ) (b6.5/96) (theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)

𝜓bd = 0,53𝜓ba(u + 1) = 0,53.0,3(2,82+1) = 0,607 (theo 6.16 tài liệu Tính Toán Thiết Kế

Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)

Tra bảng với 𝜓bd=0,607 tra bảng 6.7 và sơ đồ 4) (theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) ta được

Tính khoảng cách trục aw và chiều rộng vành răng bw aw = Ka.(u+1)√ 𝑇.𝐾 𝐻𝛽

Với T= 384598N của bánh chủ động, ăn khớp ngoài

Bánh bị dẫn: bw= bw2 = 0,3.aw = 0,3.200= 60 mm

Bánh dẫn: bw1= bw+5emm

3.1.3.Xác định các thông số ăn khớp

Chọn mô đun mn =(0.01÷0.02) aw = 2÷ 4 mm

Theo bảng 6.8/99) (theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) chọn m = 2,5 mm theo tiêu chuẩn

Xác định số răng tính chính xác u

Chọn sơ bộ góc β = 15 0 => cosβ = cos 15 0 = 0.9659

+ Số răng bánh nhỏ Z1 = 2𝑎 𝑤 cosβ

Tỉ số truyền thực ut = 116

41 = 2,83 (< 4% ,đảm bảo về sai số cho phép)

Theo công thức trong bảng 6.11/104 (theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) ta tính được

3.1.5 Xác định kích thước bộ truyền

0,981 = 295,62(mm) – Đường kính vòng lăn: d w1 = d 1 ; d w2 = d 2

– Đường kính đỉnh răng: d a1 = d 1 + 2m = 104,49 + 2×2,5 = 109,49 (mm) d a2 = d 2 + 2m = 295,62 + 2×2,5 = 300,62(mm) – Đường kính đáy răng: d f1 = d 1 – 2,5m = 104,49 – 2,5×2,5= 98,24 (mm) d f2 = d 2 – 2,5m = 295,62 – 2,5×2,5 = 289,37 (mm)

3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6.33/105(theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) ta có σ H = Z M Z H Z ε √ 2.T b 1 K H (u+1) w d w1 2 u ≤ [σ H ] +Tra bảng 6.5(theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)

Với bánh thép ZM = 274 MPa 1/3

+Theo 6.35/105(theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) αt = αtw = arctan( 𝑡𝑎𝑛𝛼

0,981) = 20,36 0 tanβb = cosαttanβ=cos(20,36).tan(11,19)=0,185

+ theo 6.34/105(theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) :

𝑠𝑖𝑛2.20,36 = 1,74 + theo 6.38b/105(theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) ɛα = [ 1,88 – 3,2( 1

+ đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw1 = 2𝑎 𝑤

2,83+1= 104,4𝑚𝑚 + theo 6.40/106(theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) v = 𝜋𝑑 𝑤1 𝑛1

Với vận tốc 60000 vòng/phút tương đương 0,8036 m/s, theo bảng 6.13 trong tài liệu "Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí" (Tập 1 - Trịnh Chất – Lê Văn Uyển), cấp chính xác được sử dụng là 9 Theo bảng 6.14/107, với cấp chính xác 9 và vận tốc nhỏ hơn 2,5 m/s, hệ số KHα được xác định là 1,13.

+Theo 6.42/107(theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) vH = δH.g0.v√ 𝑎 𝑤

2,83 = 0,986 Với δH = 0,002,g0 = 73 (theo bảng 6.15/107 và 6.16/107 tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)

Do đó , theo 6.41/107 (theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)

Theo 6.1 với v = 0,8036m/s < 5 m/s ,Zv = 1 với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám Ra = 2,5….1,25μm do đó

ZR= 0,95 với da < 700mm, KxH = 1 do đó 6.1 và 6.1a/91(theo tài liệu Tính Toán Thiết

Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) ta có :

Kết luận: bộ truyền bánh răng cấp chậm thỏa mãn điều kiện bền

3.1.7.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

𝜎F1 = 2.T.KF.Yɛ.Yβ.YF1/(bw.dwm3

Theo 6.7\98 KFβ = 1,12 theo bảng 6.14/107 với v NHO1 => KHL1 = 1 tương tự KHL2 = 1

Theo tài liệu "Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, với hệ số SH = 1.1 và bảng 6.2, ta tạm thời lấy ZR.ZV.KxH = 1 để xác định các thông số sơ bộ.

Với răng nghiêng theo 6.12 (theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)

Tính NFE, hay số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử nghiệm uốn, được xác định theo tiêu chuẩn 6.7/93, như được nêu trong tài liệu "Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.

+ Ứng suất uốn cho phép đối với mọi loại thép NFO = 4.10 6 và do HB NFO => KFL1 = 1 tương tự KFL2 = 1

Theo 6.2a/93 (theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) với SF = 1,75và bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1 tạm thời lấy YS = 1 KxF

1.75 = 257,14 𝑀𝑃𝑎 + Ứng suất cho phép khi quá tải

3.2.2 Xác định thông số cơ bản bộ truyền

Tính toán sơ bộ khoảng cách trục

Vì đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên a w1 =a w2 = 200 mm aw ≥ Ka.(u+1)√ 𝑇.𝐾 𝐻𝛽

Với:KaC: răng n ghiêng T= 142096 Nmm, 𝐾 𝐻𝛽 = 1,05

Bánh bị dẫn: bw= bw2 = ѱba aw = 0,2.200= 40 mm

Bánh dẫn: bw1= bw+5Emm

KHβ = 1.01 cho thấy sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Để tham khảo, hãy xem sơ đồ 5 và bảng 6.7/98 trong tài liệu "Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.

3.2.3.Xác định các thông số ăn khớp

Chọn mô đun mn =(0.01÷0.02) aw = 2 ÷ 4 mm

Xác định số răng tính chính xác u

Chọn sơ bộ góc β = 15 0 => cosβ = cos 15 0 = 0.9659

+ Số răng bánh nhỏ Z1 = 2𝑎 𝑤 cosβ

Tỉ số truyền thực ut = 116

41 = 2,83 (< 4% ,đảm bảo về sai số cho phép)

Vậy β thỏa với điều kiện  [8;20]

3.2.4.Xác định kích thước bộ truyền

Theo công thức trong bảng 6.11/104 (theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ

Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) ta tính được

– Đường kính vòng chia: d 1 = mz 1 cosβ = 2,5 × 41

0,981 = 295,62(mm) – Đường kính vòng lăn: d w1 = d 1 ; d w2 = d 2

– Đường kính đỉnh răng: d a1 = d 1 + 2m = 104,49 + 2×2,5 = 109,49 (mm) d a2 = d 2 + 2m = 295,62 + 2×2,5 = 300,62(mm) – Đường kính đáy răng: d f1 = d 1 – 2,5m = 104,49 – 2,5×2,5= 98,24 (mm)

3.2.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6.33/105(theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) ta có σ H = Z M Z H Z ε √ 2.T b 1 K H (u+1) w d w1 2 u ≤ [σ H ] +Tra bảng 6.5(theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)

Với bánh thép ZM = 274 MPa 1/3

+Theo 6.35/105(theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) αt = αtw = arctan( 𝑡𝑎𝑛𝛼

𝑐𝑜𝑠11,19) = 20,36 0 tanβb = cosαttanβ=cos(20,36).tan(11,19)=0,185 => βb,48 0

+ theo 6.34/105 (theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)

𝑠𝑖𝑛2.20,36 = 1,74 + theo 6.37/105 (theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) ɛβ = 𝑏 𝑤 𝑠𝑖𝑛𝛽

𝜋.2,5 = 0,988 + theo 6.37/105(theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) ɛα = [ 1,88 – 3,2( 1

+ đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw1 = 2𝑎 𝑤

2,83+1= 104,4 𝑚𝑚 + theo 6.40/106(theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) v = 𝜋𝑑 𝑤 𝑛

Với vận tốc 60000 vòng/phút tương đương 2,26 m/s, theo bảng 6.13 trong tài liệu "Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí - Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, cấp chính xác được sử dụng là 9 Thêm vào đó, theo bảng 6.14/107 cùng tài liệu, với cấp chính xác 9, hệ số KHα được xác định là 1,13.

Với δH = 0,002 và g0 = 73 theo công thức 6.15 và 6.16/107 trong tài liệu "Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí - Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, cũng như theo công thức 6.41 trong cùng tài liệu, các kết quả tính toán được xác định chính xác.

Theo 6.1 với v = 2,26m/s < 5 m/s ,Zv = 1 với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám Ra = 2,5….1,25μm do đó

ZR= 0,95 với da < 700mm, KxH = 1 do đó 6.1 và 6.1a/91(theo tài liệu Tính Toán Thiết

Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) ta có :

Kết luận: bộ truyền bánh răng cấp chậm thỏa mãn điều kiện bền

3.2.6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

𝜎F = 2.T.KF.Yɛ.Yβ.YF/(bw.dwm)

Theo 6.7\98 ,6.14/107(theo tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) với sơ đồ 5, v FCx =-345,42N (Ngược chiều với chiều chuyển động đã cho ban đầu )

Tính mômen uốn ở các tiết diện nguy hiểm:

Tính điều kiện trục ở 2 tiết diện e-e và f-f theo công thức:

 = 50 Nmm Tra bảng 10.5 (tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) Điều kiện trục ở tiết diện e-e:

3 = 41,13 mm Điều kiện trục ở tiết diện f-f:

Vậy theo điều kiện tiết diện e-e lấy 50 (mm) và tiết diện f-f lấy 50 (mm) theo tiêu chuẩn

Fkn = 2T3/D0 (N) Tra bảng 16.10a(tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 2- Trịnh Chất –

Lê Văn Uyển)chọn dcmm và D00mm

Phản lực ở các gối đỡ trục:

Mà Fy = FGy − FHy +Fr4= 0

Mà Fx = FGx − FHx − Ft4 + Fkn = 0

Tính mômen uốn ở các tiết diện nguy hiểm:

Tính điều kiện trục ở 2 tiết diện k-k và i-i theo công thức:

 = 50 Nmm Tra bảng 10.5 (tài liệu Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí-Tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) Điều kiện trục ở tiết diện k-k:

3 = 63,17mm Điều kiện trục ở tiết diện i-i:

Vậy theo điều kiện tiết diện k-k lấy 80(mm) và tiết diện i-i lấy 70 (mm) theo tiêu chuẩn.

Kiểm nghiệm về độ bền mỏi

– Để đảm bảo được độ bền mỏi thì hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện: s = s σ ×s τ

Giá trị s σ , s τ được xác định theo công thức: s σ = σ −1

Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng được tính toán với σ −1 = 0,436σ b, dẫn đến giá trị 261,6 MPa khi σ b = 600 MPa Tương tự, τ −1 ≈ 0,58σ b cho giá trị khoảng 348 MPa Hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi được xác định qua bảng 10.7 trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.

+ Biên độ và trị số trung bình của ứng suất:

Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó: σ a = σ max = M

W ; σ m = 0 với W là momen cản uốn Ứng suất tiếp thay đổi theo chu kì mạch động khi trục quay 1 chiều: τ a = τ m = τ max

2W 0 với Wo là momen cản xoắn Đối với tiết diện có 1 rãnh then:

Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục:

Dựa vào kết cấu của trục và biểu đồ momen, các tiết diện nguy hiểm cần kiểm tra độ bền mỏi bao gồm: trên trục I có các tiết diện lắp bánh đai (10), lắp bánh răng (12) và tiết diện ổ lăn (11), trong khi trên trục II chỉ có tiết diện lắp bánh răng.

(21,22), trên trục III là tiết diện lắp bánh răng (31), lắp ổ lăn (32)và tiết diện lắp nối trục(33)

Chọn và lắp ghép : các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp bánh răng, bánh đai, lắp nối trục thoe k6 kết hợp với lắp then

Momen cản uốn và momen cản xoắn của các tiết diện:

Tiết diện Đường kính trục b*h t 1 W W o

Để xác định các hệ số Kτdj và Kσdj cho tiết diện nguy hiểm, cần áp dụng công thức (10.25 và 10.26) theo tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển Các hệ số này đóng vai trò quan trọng trong việc đánh giá độ an toàn và khả năng chịu lực của kết cấu Việc tính toán chính xác các hệ số này sẽ giúp tối ưu hóa thiết kế và đảm bảo hiệu suất hoạt động của hệ thống cơ khí.

Hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục đối với trục có rãnh then và gia công bằng dao phay ngón được xác định là K σ = 1,76 và K τ = 1,54 Ngoài ra, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, được ghi nhận là K x = 1,06 Thông tin chi tiết có thể tham khảo trong bảng 10.12 và bảng 10.8 của tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.

-Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền K y = 1

Hệ số kích thước ε s và ε t phản ánh ảnh hưởng của tiết diện trục đến giới hạn mỏi Để xác định giá trị của các hệ số này, người thiết kế có thể tham khảo bảng 10.10 trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.

Tại các bề mặt trục lắp có độ dôi, có thể tra trực tiếp tỉ số K σ ε σ và K τ ε τ từ bảng 10.11 Để xác định hệ số an toàn, chỉ cần xem xét riêng ứng suất pháp theo công thức 10.20, như đã nêu trong tài liệu "Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí - Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.

Hệ số an toàn được xác định bằng cách chỉ xét riêng ứng suất tiếp theo theo tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.

Cuối cùng, việc tính toán hệ số an toàn theo tiêu chuẩn 10.19 từ tài liệu "Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí - Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển là rất quan trọng, đặc biệt đối với các tiết diện nguy hiểm.

 Kết luận: Theo bảng trên ta thấy các tiết diện đều thỏa điều kiện bền theo hệ số an toàn.

Kiểm tra độ bền tĩnh

Áp dụng công thức 10.27 (TÀI LIỆU TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ-TẬP 1- TRỊNH CHẤT – LÊ VĂN UYỂN) : σtd =√𝜎 2 + 3𝜏 2 ≤ [σ]

-[σ] =0,8 σch=0.8.340'2Mpa (tra bảng 6.1 (TÀI LIỆU TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ-TẬP 1- TRỊNH CHẤT – LÊ VĂN UYỂN) thép 45 có σch40MPa)

Theo đó tính độ bền trục tại các tiết diện nguy hiểm, kết quả tính được ghi trong sau

 Kết luận: Theo bảng trên ta thấy các tiết diện đều thỏa điều kiện về độ bền tĩnh

Kiểm nghiệm độ bền của then

Đối với các tiết diện trục sử dụng mối ghép then, cần thực hiện kiểm nghiệm độ bền dập của mối ghép theo quy định trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Tập 1" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.

𝑑.𝑙𝑡(ℎ−𝑡1) ≤ [σ d ] Độ bền cắt theo (9.2)(TÀI LIỆU TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ- TẬP 1- TRỊNH CHẤT – LÊ VĂN UYỂN) Kết quả tính toán như sau, với l τC = 2𝑇

+ T: momen xoắn trên trục (Nmm)

T 1 = 139871,923 T 2 = 443129,482 T 3 = 1029348,951 + d: đường kính trục (mm), xác định khi tính trục;

+ l t : chiều dài làm việc then l=(0,8 ÷ 0,9).l m

+ t 1 : chiều sâu rãnh then trên trục;

+ [σ d ]: ứng suất dập cho phép _ tra bảng 9.5(TÀI LIỆU TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ-TẬP 1- TRỊNH CHẤT – LÊ VĂN UYỂN)

Ta được [σ d ] = 100 (MPa) + [τ c ]: ứng suất cắt cho phép _với then bằng thép 45 chịu tải trọng va đập nhẹ:

 Kết luận: Tất cả các mối ghép then đều đảm bảo yêu cầu về độ bền dập và độ bền cắt

TÍNH CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI

Chọn ổ lăn

Tổng hợp lực tác dụng lên các gối đỡ :

Trên mỗi trục ta chọn cùng một loại ổ lăn và được lấy theo ổ lăn lớn nhất

Để đảm bảo khả năng chịu tải trọng cho các trục, chúng ta cần chọn ổ bi đỡ-chặn với tỷ số Fa/Fr13 ≥ 0,3 và Fa/Fr11 < 0,3 Đường kính của ổ lăn cần được chọn là 5mm.

Tra bảng P2.12 (TÀI LIỆU TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ-TẬP 1- TRỊNH CHẤT – LÊ VĂN UYỂN) chọn ổ lăn Đỡ chặn cỡ nặng hẹp

Kí hiệu ổ d, mm D, mm b=T 1 , mm r, mm r 1 , mm C, kN C o , kN

57 b.Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:

Kiểm nghiệm ổ 0 vì ổ này chịu tải nặng hơn

Lực tác dụng lên ổ có hai lực: lực hướng tâm Fr11268,94 N, FaS8,51N

33,7 =0,016, ta chọn hệ số e =0,3 Đồng thời 𝐹 𝑎

3268,94 = 0,16