đồ án thiết kế đề tài đề số 16 thiết kế hệ thống dẫn động xích tải phương án số 7

ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY



ĐỒ ÁN THIẾT KẾ ĐỀ TÀI:

Đề số 16: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Phương án số: 7

SVTH: Nguyễn Minh Trung MSSV: 2115120

GVHD: PhD Lưu Thanh Tùng

TP Hồ Chí Minh, 12/2023

`

LỜI CẢM ƠN

Đất nước chúng ta đang phát triển mạnh mẽ, và khoa học kỹ thuật đóng vai trò không thể phủ nhận trong cuộc sống hàng ngày Việc áp dụng các tiến bộ khoa học kỹ thuật không chỉ tăng năng suất lao động mà còn giúp thay thế sức lao động một cách hiệu quả và an toàn hơn trong quá trình làm việc Các hệ thống cơ khí là bước tiến lớn trong việc tự động hóa sản xuất và nâng cao hiệu suất làm việc Bằng cách kết hợp và điều khiển chúng, chúng ta đóng góp vào việc hiện đại hóa và tự động hóa mà Việt Nam đang thực hiện

Đồ án thiết kế máy là nền tảng quan trọng giúp sinh viên Cơ khí có kiến thức cơ bản về việc thiết kế các hệ thống truyền động cơ khí Điều này giúp họ nhìn nhận hệ thống sản xuất và điều khiển các hệ thống tự động trong các nhà máy, xí nghiệp hay phân xưởng Trong quá trình học, kiến thức từ các môn cơ sở như nguyên lý máy, sức bền vật liệu, vẽ kỹ thuật… được áp dụng để giúp sinh viên hiểu rõ hơn về hệ thống dẫn động cơ khí Qua đó, kết hợp với kiến thức chuyên ngành, họ sẽ tiếp cận các hệ thống thực tế và chuẩn bị cho các đồ án tiếp theo và luận văn tốt nghiệp

Em xin chân thành cảm ơn đến thầy Lưu Thanh Tùng vì sự hướng dẫn tận tâm trong quá trình hoàn thành đồ án Em cũng muốn gửi lời cảm ơn đến các bạn trong lớp vì đã đóng góp không nhỏ để hoàn thiện đồ án này Đây là đồ án thiết kế hệ thống cơ khí đầu tiên của em nên không tránh khỏi những thiếu sót và kinh nghiệm trong việc tính toán, chọn lựa các chi tiết Em mong nhận được sự hướng dẫn tiếp theo từ cô để củng cố kiến thức và tích lũy thêm kinh nghiệm quý báu cho công việc sắp tới

`

MỤC LỤC

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN, PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1

1.1 Công suất tương đương của động cơ 1

1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ 1

1.3 Phân bố tỷ số truyền 2

1.4 Lập bảng đặc tính 3

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 5

2.1 Thông số đầu vào 5

2.2 Xác định các thông số của bộ truyền đai 5

2.3 Các thông số bộ truyền đai thang, mm 8

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 10

3.1 Thông số kỹ thuật 10

3.2 Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng côn) 10

3.3 Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng) 17

CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ TRỤC - CHỌN THEN 26

4.1 Thông số thiết kế 26

4.2 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục 26

4.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 27

4.4 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền 27

4.5 Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục 28

4.6 Chọn và kiểm nghiệm then 38

`

CHƯƠNG 7: DUNG SAI LẮP GHÉP 54

7.1 Dung sai ổ lăn 54

`

DANH SÁCH BẢNG BIỂU

Bảng 1.1 Bảng động cơ và phân phối tỷ số truyền

Bảng 1.2 Bảng tính toán và phân phối tỷ số truyền 4

Bảng 2.1 Bảng thông số của bộ truyền đai thang 8

Bảng 3.1 Bảng thông số cặp bánh răng cấp nhanh 16

Bảng 3.2 Bảng thông số cặp bánh răng cấp nhanh 23

Bảng 4.1 Bảng thông số kích thước then và kiểm nghiệm then 38

Bảng 4.2 Bảng kiểm nghiệm độ bền trục 40

Bảng 6.1 Bảng thông số kích thước vỏ hộp 48

Bảng 7.1 Bảng dung sai lắp ghép 55

𝜂 = 0,95: Hiệu suất bộ truyền đai

𝜂 = 0,97: Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ 𝜂 = 0,99: Hiệu suất một cặp ổ lăn

𝜂 = 0,98: Hiệu suất nối trục đàn hồi

𝜂 = 0,97: Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn Công suất cực đại trên xích tải:

𝑃 = 𝑃 = 𝐹 𝑣1000=

𝑇 58 +0,6𝑇

58 + 43 = 5,619(𝑘𝑊) Trong đó: 𝑇 = 𝑇; 𝑇 = 𝑇; 𝑇 = 0,6𝑇; 𝑡 = 58𝑠; 𝑡 = 43𝑠

𝑃 : Là công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên trục máy công tác Công suất cần thiết trên trục động cơ được xác định bởi công thức:

2 =60000 × 1,08

9 × 125 = 57,6 (𝑣𝑔/𝑝ℎ) Số vòng quay sơ bộ của động cơ được xác định bởi:

⟺ 921,6 ≤ 𝑛 ≤ 8640 (𝑣𝑔/𝑝ℎ) Theo bảng 3.1[2] ta chọn động cơ có công suất 𝑃 = 11 (𝑘𝑊)

Động cơ

Số vòng quay động

cơ, vg/ph

Tỷ số truyền chung, 𝑢

Tỷ số truyền hộp

giảm tốc, 𝑢

Bộ truyền đai, 𝑢

Bộ truyền bánh răng côn, 𝑢

Bộ truyền bánh răng trụ, 𝑢

Bảng 1.1:Bảng động cơ và phân phối tỉ số truyền

Với các tỷ số truyền trên bảng 1.2.1 ta chọn động cơ với số vòng quay 𝑛 = 1460 (𝑣𝑔/𝑝ℎ) với tỷ số truyền chung 𝑢 = 25,3; 𝑢 = 2,03; 𝑢 = 12.5; 𝑢 = 3,15; 𝑢 = 4,0

Phân phối tỷ số truyền 𝑢 cho từng bộ phận trong hộp giảm tốc:

Theo dãy tiêu chuẩn, ta chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng côn trụ hai cấp là: 𝑢 = 12.5

Ta chọn 𝑢 sơ bộ theo công thức: 𝑢 = (0,22 ÷ 0,28)𝑢 = 2,75 ÷ 3,5 Vì trong hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ ta không nên chọn tỷ số truyền cặp bánh răng côn 𝑢 > 4 Do vậy ta chọn 𝑢 theo tiêu chuẩn:

𝑢 = 3,15 Động cơ Công suất,

kW

Số vòng quay động

3 Suy ra tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ là:

1.4.1 Tính toán công suất trên các trục

Công suất trên trục công tác: 𝑃 = 𝑃 = 6,588(𝑘𝑊) Công suất trên trục III:

0,98 × 0,99= 6,790(𝑘𝑊) (1.10) Công suất trên trục II:

0,97 × 0,99= 7,071(𝑘𝑊) (1.11) Công suất trên trục I:

0,97 × 0,99= 7,363(𝑘𝑊) (1.12) Công suất trên trục động cơ:

𝜂 𝜂 =

0,95 × 0,99= 7,829(𝑘𝑊) (1.13) 1.4.2 Tính toán số vòng quay trên các trục

Số vòng quay trên trục động cơ: 𝑛 = 1460 (𝑣𝑔/𝑝ℎ) Số vòng quay trên trục I:

4 Tính sai số số vòng quay tính toán so với yêu cầu:

∆𝑛 = |57,6 − 57,94|

57,6 100% ≈ 0,58% ≤ 5% Suy ra sai số trong tỉ lệ cho phép

1.4.3 Tính toán moment xoắn trên các trục Moment xoắn trên trục động cơ:

𝑇 = 9,55 10 𝑃

= 9,55 10 7,829

1460 = 51211,816 (𝑁𝑚𝑚) Moment xoắn trên trục I:

𝑇 = 9,55 10 𝑃

= 9,55 10 7,363

730 = 97774,368(𝑁𝑚𝑚) Moment xoắn trên trục II:

𝑇 = 9,55 10 𝑃

= 9,55 10 7,071

231,75= 295762,085 (𝑁𝑚𝑚) Moment xoắn trên trục III:

𝑇 = 9,55 10 𝑃

= 9,55 10 6,79

57,94 = 1136081.320(𝑁𝑚𝑚) Moment xoắn trên trục công tác:

𝑇 = 9,55 10 𝑃

= 9,55 10 6,588

44,85 = 1102226.097(𝑁𝑚𝑚) Bảng 1.2 Bảng tính toán và phân phối tỷ số truyền

Trục

Moment xoắn: 𝑇 = 𝑇 = 51211,816(𝑁𝑚𝑚) 2.2 Xác định các thông số của bộ truyền đai 2.2.1 Chọn dạng đai

Theo hình 4.2 [2], dựa vào công suất 𝑃 = 7,829 (𝑘𝑊) và số vòng quay 𝑛 =1460 𝑣𝑔/𝑝ℎ Ta chọn được loại đai: B

Dựa vào bảng 4.5 [2], ta có bảng sau:

Dạng đai

Ký hiệu

𝑏 , mm

𝑏 , mm

h, mm

𝑦 , mm

A, 𝑚𝑚

Chiều dài

đai, (mm) 𝑇 , Nm

𝑑 , mm Đai

thang B 14 17 10.5 4 138 800÷ 6300 40

2.2.4 Chọn hệ số trượt tương đối và tính toán bánh đai lớn 𝒅𝟐

Số vòng quay n, vg/ph 1460 719.210 228.32 57,08 57,08

Moment xoắn T, Nmm 51211,816 97774,368 295762,085 1136081.320 1102226.097

6

Chọn hệ số trượt tương đối 𝜉 = 0,01 Đường kính bánh đai lớn:

= 2,03.200 (1 − 0,01) = 401.5 (𝑚𝑚) Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑑 = 400 (𝑚𝑚)

∆𝑢 =|𝑢 − 𝑢|

=|2,03 − 2,02|

2,03 100% = 0,37% ≤ 3% Suy ra sai số trong tỷ lệ cho phép

2.2.5 Tính toán khoảng cách trục 𝒂

Theo bảng 4.6[2] Ta chọn sơ bộ 𝑎 = 1,2𝑑 = 1,2.280 = 480 (𝑚𝑚) Tính toán chiều dài 𝐿 sơ bộ theo khoảng cách trục 𝑎:

𝐿 = 2𝑎 +𝜋(𝑑 + 𝑑 )

(𝑑 − 𝑑 )

4𝑎 (2.6) = 2.480 +𝜋(200 + 400)

(200 − 400)

4.480 = 1923,311 (𝑚𝑚) Chọn theo tiêu chuẩn 𝐿 = 2240(𝑚𝑚) = 2.24 (𝑚)

Tính toán chính xác khoảng cách trục 𝑎 theo tiêu 𝐿 chuẩn: 𝑎 =𝑘 + √𝑘 − 8∆

7

2(𝑑 + 𝑑 ) ≥ 𝑎 ≥ 0,55(𝑑 + 𝑑 ) + ℎ (2.10) ⇔ 2(200 + 400) ≥ 𝑎 ≥ 0,55(200 + 400) + 10,5

⇔ 1200 ≥ 𝑎 ≥ 340.5 Vậy khoảng cách trục 𝑎 thỏa mãn điều kiện

2.2.6 Kiểm tra số vòng chạy 𝒊 của đai trong một giây 𝑖 =𝑣

𝐿 =

2.4 = 6,370𝑠 < [𝑖] = 10𝑠 (2.11) Vậy điều kiện đã thỏa mãn

2.2.7 Tính toán góc ôm đai 𝜶𝟏

= 1,24(1 − ℯ ,/ ) = 0,95 Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc:

= 1 − 0,05(0,01 × 15,289 − 1) = 0,99 Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền 𝑢: 𝐶 = 1,12 𝑣ì 𝑢 = 2,03 > 1,8 Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai: 𝐶 = 0,9

Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng (làm việc hai ca): 𝐶 = 0,8 Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:

Trong đó [𝑃 ] = 2,8 (𝑘𝑊) tra theo bảng 4.8[2]

2.2.10 Tính toán chiều rộng các bánh đai và đường kính ngoài d các bánh đai

8

Ta xác định chiều rộng bánh đai theo công thức 4.17[1]:

𝐵 = (𝓏 − 1)𝑡 + 2𝑒 = (4 − 1) 19 + 2.12,5 = 82(𝑚𝑚) (2.19) Trong đó: 𝑡 = 19 (𝑚𝑚), 𝑒 = 12,5 (𝑚𝑚) tra theo bảng 4.21[1]

Đường kính ngoài của các bánh đai được xác định theo công thức 4.18[1]:

𝑑 = 𝑑 + 2ℎ = 200 + 2.10,5 = 221(𝑚𝑚) (2.20) 𝑑 = 𝑑 + 2ℎ = 400 + 2.10,5 = 421(𝑚𝑚) (2.21) 2.2.11 Lực căng đai ban đầu, lực tác dụng lên trục và lực vòng có ích

Lực căng đai ban đầu:

𝐹 = 𝐴𝜎 = 𝓏𝐴 𝜎 = 4.138.1,5 = 828𝑁 (2.22) Trong đó: đối với đai thang 𝜎 ≤ 1,5 𝑀𝑃𝑎

2𝐴+ 𝜌𝑣 10 +2𝑦

𝑑 𝐸 = 828

2.4.138 + 1200 15,289 10 +2.4

200100 = 6,244 (𝑀𝑃𝑎) Đai thỏa mãn ứng suất kéo cho phép do 𝜎 = 6,244 (𝑀𝑃𝑎) ≤ [𝜎] = 10 (𝑀𝑃𝑎) 2.2.13 Tuổi thọ đai xác định theo công thức (4.37) [3]

𝐿 =𝜎

2.3600𝑖 =9

6,244 10

2.3600.6,37 = 4060,134𝑔𝑖ờ (2.26)Trong đó:

Giới hạn mỏi của đai: 𝜎 = 9 (𝑀𝑃𝑎) đối với đai thang Ứng suất lớn nhất sinh ra trong đai: 𝜎 = 6,244(𝑀𝑃𝑎) Số mũ của đường cong mỏi: 𝑚 = 8 đối với đai thang 2.3 Các thông số bộ truyền đai thang, mm

Bảng 2.1 Bảng thông số của bộ truyền đai thang

10

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 3.1 Thông số kỹ thuật

Thời gian phục vụ: L = 7 năm

Chế độ làm việc: quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, 248 ngày/năm, 3 ca/ngày, 8h/ca Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng côn)

𝑁 = 𝑁 = 5 10 chu kỳ Tuổi thọ làm việc: 𝐿 = 7.248.3.8 = 41664 giờ

Số chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:

, = 38,02548166 10 chu kỳ

11

= 60.1.716,42 + , 41664 = 106,8178519 10 chu kỳ

, = 33,9104292 10 chu kỳ Ta thấy 𝑁 ≥ 𝑁 ; 𝑁 ≥ 𝑁 ; 𝑁 ≥ 𝑁 ; 𝑁 ≥ 𝑁Nên ta chọn 𝑁 = 𝑁 để tính toán

Suy ra 𝐾 = 𝐾 = 𝐾 = 𝐾 = 1  Ứng suất cho phép

Theo bảng 5.3[2] với thép C45, tôi cải thiện: Giới hạn mỏi tiếp xúc: 𝜎 = 2𝐻𝐵 + 70 - Bánh dẫn: 𝜎 = 2.250 + 70 = 570 𝑀𝑃𝑎 - Bánh bị dẫn: 𝜎 = 2.235 + 70 = 540 𝑀𝑃𝑎 Giới hạn mỏi tiếp xúc: 𝜎 = 1,8𝐻𝐵

- Bánh dẫn: 𝜎 = 1,8.250 = 450 𝑀𝑃𝑎 - Bánh bị dẫn: 𝜎 = 1,8.235 = 423 𝑀𝑃𝑎 Hệ số an toàn 𝑆 = 1,1

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

[𝜎 ] = 𝜎 , với 𝑆 = 1,1 nên: [𝜎 ] = 𝜎 0,9 𝐾

𝑆 = 570.0,9.1

1,1 = 466,4 𝑀𝑃𝑎 [𝜎 ] = 𝜎 0,9 𝐾

𝑆 = 540.0,9.1

1,1 = 441,8 𝑀𝑃𝑎 Với bộ truyền bánh răng côn:

[𝜎 ] ≈ 0,45 [𝜎 ] + [𝜎 ] ≈ 0,45(466,4 + 441,8) ≈ 408,69 𝑀𝑃𝑎 ≤ 1,15 [𝜎 ] Ứng suất uốn cho phép:

[𝜎 ] = 𝜎 𝐾

𝑆 𝐾 Với 𝐾 = 1 (do quay 1 chiều), 𝑆 = 1,75 theo bảng 5.3[2]

[𝜎 ] = 450 1

1,75 1 = 257,14 𝑀𝑃𝑎 [𝜎 ] = 423 1

1,75 1 = 241,71 𝑀𝑃𝑎

12 Ứng suất quá tải cho phép:

Theo công thức 6.13[1] và 6,14[1]

[𝜎 ] = 2,8 𝜎 = 2,8.450 = 1260 𝑀𝑃𝑎 [𝜎 ] = 0,8 𝜎 = 0,8.580 = 464 𝑀𝑃𝑎 [𝜎 ] = 0,8 𝜎 = 0,8.450 = 360 𝑀𝑃𝑎

3.2.3 Chọn hệ số chiều rộng vành răng và chọn sơ bộ hệ số tải trọng tính Chiều rộng vành răng 𝜓 = 0,285 Khi đó . = , ,

, = 0,52 Hệ số tải trọng tính tra bảng 6.19[3]: 𝐾 = 1,3

Suy ra giá trị 𝐾 có thể xác định gần đúng theo công thức 6.105[3] 𝐾 = 1 + 𝐾 − 1 1,5 = 1 + (1,3 − 1)1,5 = 1,45 3.2.4 Tính toán đường kính 𝒅𝒆𝟏

𝑑 ≥ 950

,(, ,) , ,., =105,157 𝑚𝑚

Ta chọn 𝑑 theo tiêu chuẩn: 𝑑 = 125 𝑚𝑚

Chiều dài côn ngoài 𝑅 xác định sơ bộ theo công thức 5.21[2]

0,85(1 − 𝜓 ) 𝜓 𝑢 [𝜎 ]

0,85(1 − 0,285) 0,285.3,15 408,69 = 196,1489 𝑚𝑚 3.2.5 Xác định 𝒎𝒆 và 𝒛𝟏

Theo bảng 5.10[2] Ta chọn 𝑧 = 20 theo 𝑑

Theo công thức 5.22[2] ta có: 𝑧 = 1,6𝑧 = 1,6.20 = 32 Ta chọn 𝑧 = 32 răng ⇒ 𝑧 = 𝑢 𝑧 = 3,15.32 = 100,8

Ta chọn 𝑧 = 101 răng Môđun vòng chia ngoài 𝑚 = = = 3,906 𝑚𝑚 Ta chọn theo tiêu chuẩn: 𝑚 = 4 𝑚𝑚

32 = 3,156

13 ∆𝑢 =|𝑢 − 𝑢 |

|3,156 − 3,15|

3,15 100% = 0,2% Điều kiện sai số thỏa mãn (∆𝑢 ≤ 2 ÷ 3)

Góc mặt côn chia 𝛿 = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑎𝑛 = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑎𝑛

, = 17,613° Suy ra 𝛿 = 90° − 𝛿 = 90 − 17,613° = 72,387°

3.2.7 Tính toán các kích thước chủ yếu khác của bộ truyền bánh răng côn Theo công thức bảng 5.11[2]

Đường kính vòng chia trung bình:

Bánh dẫn: 𝑑 = 𝑑 (1 − 0,5𝜓 ) = 125(1 − 0,5.0,285) = 107,1875 𝑚𝑚 Tính toán lại 𝑅 = =

,°= 206,558 𝑚𝑚 Suy ra 𝑑 = 393,750𝑚𝑚 theo 𝑅

3.2.9 Xác định giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền 𝐹 = 𝐹 =2𝑇 10

Theo bảng 6.18[3] ta chọn 𝐾 = 𝐾 = 1,1 3.2.11 Xác định ứng suất tính toán 𝝈𝑯

𝐾 = 𝐾 𝐾 = 1,3.1,1 = 1,430 𝑍 = 2,5 với 𝛼 = 20°

𝑍 : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt, chọn 𝑍 = 1

𝑍 : hệ số xét ảnh hưởng của vận tốc vòng, 𝑍 = 0,85𝑣 , = 0,85𝑣 , = 0,977 𝐾 : hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn, 𝐾 = 1

𝐾 : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng, 𝐾 = 1 Tôi cải thiện nên 𝑆 = 1.1

3.2.12 Xác định số răng 𝒛𝒗𝟏 và 𝒛𝒗𝟐 tương đương

,°= 33,574 (34 răng)

,°= 333,797 (334 răng) Tính toán các hệ số 𝑌 , 𝑌

𝑌 = 3,47 +13,2

𝑧 + 0,092𝑥 = 3,47 +13,2

34 = 3,858 𝑌 = 3,47 +13,2

𝑧 + 0,092𝑥 = 3,47 +13,2

334 = 3,51 Trong đó:

𝑥: hệ số dịch chỉnh, 𝑥 = 0

Đặc tính so sánh độ bền uốn theo tỷ số: [ ][𝜎 ]

3,858 = 66,647

15 [𝜎 ]

3,51 = 68,873 3.2.13 Kiểm nghiệm giá trị ứng suất uốn tại chân răng

𝜎 = 𝑌 𝐹 𝐾0,85𝑏 𝑚 =

0,85.65.3,5 = 58,058 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎 ] = 257,14 𝑀𝑃𝑎 Trong đó: 𝐾 = 𝐾 𝐾 = 1,1.1,45 = 1,595 - Hệ số tải trọng tính

Vậy cặp bánh răng thoải mãn điều kiện uốn

3.2.14 Dịch chỉnh răng bộ truyền bánh răng côn

Hệ số dịch chỉnh đối với bánh dẫn cho bánh răng côn răng thẳng:

𝑥 = 2,6𝑢 , 𝑧 , = 2,6 3,15 , 32 , = 0,299 𝑥 = −𝑥 = −0,299

Đường kính vòng ngoài bánh răng với răng thẳng theo công thức bảng 6.19[1]: 𝑑 = 𝑑 + 2(1 + 𝑥 )𝑚 cos 𝛿 = 125 + 2(1 + 0,299).4 cos 17,613°

= 134,908 𝑚𝑚

𝑑 = 𝑑 + 2(1 + 𝑥 )𝑚 cos 𝛿 = 393,750 + 2(1 − 0.299).4 cos 72,387°= 395,446 𝑚𝑚

16 3.2.15 Thông số và kích thước bộ truyền Bảng 3.1 Bảng thông số cặp bánh răng cấp nhanh

Chiều dài côn ngoài 𝑅 , mm 206,558

Đường kính vòng chia ngoài: Bánh dẫn 𝑑 , mm

Bánh bị dẫn 𝑑 , mm

125 393,75 Mô đun vòng chia ngoài 𝑚 , mm 4

Chiều rộng vành răng 𝑏, mm 59

Đường kính vòng đỉnh: Bánh dẫn 𝑑 , mm Bánh bị dẫn 𝑑 , mm

134,908 395,446 Số răng:

Bánh dẫn 𝑧 Bánh bị dẫn 𝑧

32 101

Góc mặt côn chia: Bánh dẫn 𝛿 , độ Bánh bị dẫn 𝛿 , độ

17,613° 72,387°

Đường kính vòng chia trung bình: Bánh dẫn 𝑑 , mm

Bánh bị dẫn 𝑑 , mm

107,1875 337,6406

Tuổi thọ làm việc: 𝐿 = 7.243.3.8 = 41664 giờ

Số chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng: Số chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:

Suy ra 𝐾 = 𝐾 = 𝐾 = 𝐾 = 1  Ứng suất cho phép

Theo bảng 5.3[2] với thép C45, tôi cải thiện:

18 Giới hạn mỏi tiếp xúc: 𝜎 = 2𝐻𝐵 + 70 - Bánh dẫn: 𝜎 = 2.250 + 70 = 570 𝑀𝑃𝑎 - Bánh bị dẫn: 𝜎 = 2.235 + 70 = 540 𝑀𝑃𝑎 Giới hạn mỏi tiếp xúc: 𝜎 = 1,8𝐻𝐵

- Bánh dẫn: 𝜎 = 1,8.250 = 450 𝑀𝑃𝑎 - Bánh bị dẫn: 𝜎 = 1,8.235 = 423 𝑀𝑃𝑎 Hệ số an toàn 𝑆 = 1,1

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

[𝜎 ] = 𝜎 , với 𝑆 = 1,1 nên: [𝜎 ] = 𝜎 0,9 𝐾

𝑆 = 570.0,9.1

1,1 = 466,4 𝑀𝑃𝑎 [𝜎 ] = 𝜎 0,9 𝐾

𝑆 = 540.0,9.1

1,1 = 441,8 𝑀𝑃𝑎 Với bộ truyền bánh răng trụ:

[𝜎 ] = 0,5 [𝜎 ] + [𝜎 ] = 0,5(466,4 + 441,8 ) = 454,27 𝑀𝑃𝑎 ≤ 1,25 [𝜎 ] Ứng suất uốn cho phép:

[𝜎 ] = 𝜎 𝐾

𝑆 𝐾 Với 𝐾 = 1 (do quay 1 chiều), 𝑆 = 1,75 theo bảng 5.3[2]

[𝜎 ] = 450 1

1,75 1 = 257,14 𝑀𝑃𝑎 [𝜎 ] = 423 1

1,75 1 = 241,71 𝑀𝑃𝑎 Ứng suất quá tải cho phép:

Theo công thức 6.13[3] và 6,14[3]

[𝜎 ] = 2,8 𝜎 = 2,8.450 = 1260 𝑀𝑃𝑎 [𝜎 ] = 0,8 𝜎 = 0,8.580 = 464 𝑀𝑃𝑎 [𝜎 ] = 0,8 𝜎 = 0,8.450 = 360 𝑀𝑃𝑎

19 3.3.3 Xác định khoảng cách trục sơ bộ

Khoảng cách trục được xác định theo công thức 5.2[2]:

𝜓 [𝜎 ] 𝑢 = 430(4 + 1)

0,4 454,27 4= 213,946 𝑚𝑚 Trong đó:

Với góc nghiêng sơ bộ 8° ≤ β ≤ 20°, theo công thức 6.31[1] ta có số răng bánh nhỏ là: 2𝑎 cos 20°

𝑚 (𝑢 + 1) ≤ 𝑧 ≤

2𝑎 cos 8°𝑚 (𝑢 + 1)⇔

2.280 cos 20°

3 (4 + 1) ≤ 𝑧 ≤

2.280 cos 8°3 (4 + 1)⇔ 35.08 ≤ 𝑧 ≤ 36.97

Chọn 𝑧 = 36 (răng), suy ra số răng bánh lớn 𝑧 = 𝑢 𝑧 = 4.36 = 144 (răng) Ta chọn 𝑧 = 145 (răng)

Do đó tỷ số truyền thực tế:

36 = 4,027 ⇒ Sai số tỷ số truyền ∆𝑢 = 0,7%

Bánh bị dẫn: 𝑏 = 𝑎 𝜓 = 289.0,4 = 112 𝑚𝑚 Bánh dẫn: 𝑏 = 𝑏 + 5 = 112 + 5 = 117 𝑚𝑚 Đường kính vòng chia:

Bánh dẫn: 𝑑 = = .

,°= 111,3812 𝑚𝑚

20 Bánh bị dẫn: 𝑑 = = .

,°= 448,6188𝑚𝑚

Đường kính vòng đỉnh:

Bánh dẫn: 𝑑 = 𝑑 + 2𝑚 = 111,3812 + 2.3 = 117,3812 𝑚𝑚 Bánh bị dẫn: 𝑑 = 𝑑 + 2𝑚 = 448,6188 + 2.3 = 448,619 𝑚𝑚 Đường kính vòng đáy

Bánh dẫn: 𝑑 = 𝑑 − 2, 5𝑚 = 111,3812 − 2,5.3 = 103,8812 𝑚𝑚 Bánh bị dẫn: 𝑑 = 𝑑 − 2, 5𝑚 = 448,6188 − 2,5.3 = 441.1188𝑚𝑚 Vận tốc vòng bánh răng dẫn:

𝑣 = 𝜋𝑑 𝑛60000=

𝜋 111,3812.228,321

60000 = 1,332 (𝑚/𝑠) Theo bảng 6.3[3] ta chọn cấp chính xác 9

3.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo bảng 𝐾 = 1,02 và 𝐾 = 1,04

Theo bảng 6.11[3] ta chọn 𝐾 = 1,13 và 𝐾 = 1 với 𝑛 ≥ 9 (𝑛 : cấp chính xác bộ truyền)

Suy ra 𝐾 = 𝐾 𝐾 𝐾 = 1,1.1,02.1,13 = 1,27 𝑍 = 190 𝑀𝑃𝑎 / do vật liệu là thép

𝑍 : Hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc 𝑍 = 4 cos 𝛽

21 [𝜎 ] = 𝜎 𝐾 𝑍 𝑍 𝐾 𝐾

1,1 = 407,924𝑀𝑃𝑎 Trong đó:

𝑍 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt, 𝑍 = 0,95 với 𝑅 = 2,5𝜇𝑚 𝑍 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, 𝑍 = 0,85𝑣 , = 0,85 1,332 , = 0,87 𝐾 : Hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn, 𝐾 = 1

𝐾 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng, 𝐾 = 1 (𝑑 ≤ 700 𝑚𝑚) Do 𝜎 ≥ [𝜎 ] Nhưng không vượt quá 5% nên ta xét thỏa điều kiện

3.3.6 Kiểm nghiệm răng về độ uốn

Tính toán hệ số 𝑌 và 𝑌 theo công thức 5.17[2]: 𝑌 = 3,47 +13,2

𝑧 + 0,092𝑥 = 3,47 +13,2

40 = 3,8 𝑌 = 3,47 +13,2

𝑧 + 0,092𝑥 = 3,47 +13,2

159 = 3,553 Trong đó: 𝑥: hệ số dịch chỉnh, 𝑥 = 0

𝑧 : Số răng của bánh răng tương đương theo công thức 6.84[3]: 𝑧 =Xác định đặc tính so sánh độ bền uốn theo tỷ số: [ ]

[𝜎 ]

3,8 = 67,669 [𝜎 ]

3,553 = 68,031 Hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang:

𝑌 = 1𝜀 =

𝐾 = 𝐾 𝐾 𝐾 = 1.1,22.1,04 = 1,27

Với 𝐾 = 1,22: Hệ số tập trung tải trọng trên chiều rộng vành răng tra bảng 6.7[1] Độ bền uốn tại chân răng tính theo công thức 6.92[3]

22 𝜎 =𝑌 𝐹 𝐾 𝑌 𝑌

= 257,14 𝑀𝑃𝑎 𝜎 =𝑌 𝐹 𝐾 𝑌 𝑌

𝐹 = 𝐹 =𝐹 tan 𝛼cos 𝛽 =

5310,807 tan 20°

cos 14,154° = 1993,493 𝑁 Lực dọc trục:

𝐹 = 𝐹 = 𝐹 tan 𝛽 = 5310,807 tan 14,154° = 1339,285 𝑁

23 3.3.8 Thông số và kích thước bộ truyền Bảng 3.2 Bảng thông số cặp bánh răng cấp nhanh

Khoảng cách trục 𝑎 , mm 280 Góc nghiêng răng 𝛽, độ 14,154°

Đường kính vòng chia: Bánh dẫn 𝑑 , mm Bánh bị dẫn 𝑑 , mm

111,3812 448,6188

Chiều rộng vành răng: Bánh dẫn 𝑏 , mm Bánh bị dẫn 𝑏 , mm

117 112

Đường kính vòng đỉnh: Bánh dẫn 𝑑 , mm Bánh bị dẫn 𝑑 , mm

117,3812 454,6187

Số răng: Bánh dẫn 𝑧 Bánh bị dẫn 𝑧

36 145

Đường kính vòng đáy: Bánh dẫn 𝑑 , mm Bánh bị dẫn 𝑑 , mm

103,8812 441,1188

24 3.3.9 Kiểm nghiệm bôi trơn ngâm dầu

Để giảm mất công suất do ma sát, giảm mài mòn răng, bảo đảm thoát nhiệt tốt, đề phòng các chi tiết bị hoen rỉ Vì vậy cần phải bôi trơn các bộ truyền trong hộp giảm tốc Điều kiện bôi trơn ngâm dầu trong hộp giảm tốc côn trụ:

- Bánh răng côn cần được ngâm hết chiều rộng bánh răng lớn h trong dầu

- Bánh răng trụ răng nghiêng cần ngâm hết chiều cao răng hr và tối thiểu là 10 mm - Mức cao nhất của dầu không vượt quá 𝑅 bánh răng 4

- Khoảng cách giữa mức dầu cao nhất và thấp nhất: ℎ − ℎ = 10 ÷ 15 𝑚𝑚 Bánh răng côn bị dẫn:

Chiều cao thấp nhất bánh răng côn bị dẫn cần phải ngâm trong dầu là: ℎ = 2,25 𝑚 = 2,25.4 = 9 𝑚𝑚 ≤ 10 𝑚𝑚 𝐻 =1

2𝑑 − 10 − (10 ÷ 15) = 172,723 ÷ 177,723 𝑚𝑚 >1

3𝑑 = 151,54 𝑚𝑚 Bánh răng trụ bị dẫn:

Chiều cao thấp nhất bánh răng trụ bị dẫn cần phải ngâm trong dầu là: ℎ = 2,25 𝑚 = 2,25.3 = 6,75 𝑚𝑚 ≤ 10 𝑚𝑚 𝐻 =1

2𝑑 − 10 − (10 ÷ 15) = 207,309 ÷ 202,309𝑚𝑚 >1

3𝑑 = 151,54 𝑚𝑚

25

CHƯƠNG 4: THIẾT KÊ TRỤC - CHỌN THEN

- 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 : Khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k - l : Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k

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

- l : Khoảng công – xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ I ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

- b : chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k 4.2 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục

Thép C45 tôi cải thiện có 𝜎 = 850 𝑀𝑃𝑎, ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 𝑀𝑃𝑎 Xác định sơ bộ đường kính trục thứ k:

𝑑 = 10 16𝑇π [τ]

Trục II: 𝑑 = 58 (𝑚𝑚), 𝑏 = 33 (𝑚𝑚)