L01 final nguyendinhcuong 2112968

<span class="text_page_counter">Trang 1</span><div class="page_container" data-page="1">

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

KHOA CƠ KHÍ

Đề tài 1: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Phương án 8

Giảng viên hướng dẫn: Thầy THÂN TRỌNG KHÁNH ĐẠT

Thành phố Hồ Chí Minh, 08/03/2024

</div><span class="text_page_counter">Trang 2</span><div class="page_container" data-page="2">

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TPHCM KHOA CƠ KHÍ

BỘ MƠN THIẾT KẾ MÁY

BÀI TẬP LỚN

CHI TIẾT MÁY

Đề số 1: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Phương án số: 8

Hệ thống dẫn động xích tải gồm:

1- Động cơ điện; 2- Bộ truyền đai thang;

3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ thẳng một cấp; 4- Nối trục đàn hồi;

5- Xích tải. Số liệu thiết kế:

 Lực vịng trên xích tải, F(N): 5000  Vận tốc xích tải, v (m/s): 3,5  Số răng đĩa xích tải dẫn, z (răng): 9  Bước xích tải, p(mm): 110

 Thời gian phục vụ L, năm: 5

 Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ. (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ) Chế độ tải: 𝑇₁ = 𝑇 ; 𝑡₁ = 46 ; 𝑇₂ = 0,85𝑇 ; 𝑡₂ = 14

</div><span class="text_page_counter">Trang 3</span><div class="page_container" data-page="3">

2. Tính tốn thiết kế các chi tiết máy:

a. Tính tốn các bộ truyền hở (đai hoặc xích).

b. Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít). c. Tính tốn thiết kế trục và then.

d. Chọn ổ lăn và nối trục.

</div><span class="text_page_counter">Trang 4</span><div class="page_container" data-page="4">

MỤC LỤC

ĐỀ SỐ 1: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI ... 2

CHƯƠNG I: TÍNH TỐN LỰA CHỌN ĐỘNG CƠ ... 6

1. Tính chọn động cơ điện ... 6

1.1 Chọn hiệu suất bộ truyền hệ thống ... 6

1.2 Tính cơng suất cần thiết ... 6

7. Tính chiều rộng các bánh đai và đường kính d các bánh đai ... 11

8. Xác định các lực của bộ truyền đai ... 11

9. Bảng thông số bộ truyền đai ... 12

CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG ... 13

1. Thông số cho trước... 13

2. Chọn vật liệu ... 13

3. Xác định ứng suất cho phép ... 13

3.1 Số chu kì làm việc cơ sở: ... 13

3.2 Ứng suất cho phép:... 14

3.3 Ứng suất tiếp xúc cho phép ... 14

3.4 Ứng suất uốn cho phép ... 14

4. Chọn hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng ... 15

</div><span class="text_page_counter">Trang 5</span><div class="page_container" data-page="5">

11. Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền tiếp xúc ... 17

12. Kiểm nghiệm bánh răng về độ uốn ... 18

13. Bảng thông số bộ truyền bánh răng... 19

CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ TRỤC ... 21

1. Thông số cho trước... 21

2. Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục ... 21

3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực ... 21

3.1 Trục I ... 21

3.2 Trục II ... 22

4. Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền ... 22

5. Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục ... 23

</div><span class="text_page_counter">Trang 6</span><div class="page_container" data-page="6">

CHƯƠNG I: TÍNH TỐN LỰA CHỌN ĐỘNG CƠ

1. Tính chọn động cơ điện

1.1 Chọn hiệu suất bộ truyền hệ thống Hiệu suất truyền động của hệ thống:

𝜂_𝑐ℎ= 𝜂_đ𝑛_𝑏𝑟𝑛_𝑜𝑙⁴𝑛_𝑛𝑡= 0,95 ∗ 0,97 ∗ 0,98 ∗ 0,99⁴= 0,867 (1) Theo Bảng 3.3[2], ta chọn:

𝜂_đ= 0,95 Hiệu suất bộ truyền đai thang

𝜂_𝑏𝑟= 0,97 Hiệu suất hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng một cấp 𝜂_𝑜𝑙= 0,99 Hiệu suất 1 cặp ổ lăn

𝜂_𝑛𝑡= 0,98 Hiệu suất khớp nối trục đàn hồi 1.2 Tính cơng suất cần thiết

Cơng suất làm việc trên trục xích tải: 𝑃_𝑙𝑣= ^𝐹^𝑡^𝑣

∑ 𝑃^𝑛₁ _𝑖²𝑡_𝑖

∑ 𝑡^𝑛₁ _𝑖 ^{= 𝑃}^𝑙𝑣_⎷

∑^𝑛₁ ^𝑇_𝑇^𝑖 ²𝑡_𝑖

∑ 𝑡^𝑛₁ _𝑖 ^{= 𝑃}^𝑙𝑣_⎷𝑇𝑇

𝑃_𝑐𝑡 =^𝑃^𝑡đ𝜂_𝑐ℎ⁼

1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ

Số vịng quay trục bộ phận cơng tác: 𝑛_𝑐𝑡=^60000𝑣

𝑢_đ= 3 Tỉ số truyền bộ truyền đai thang

𝑢_𝑏𝑟= 2 Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng trụ 1 cấp Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

𝑛_𝑠𝑏= 𝑛_𝑐𝑡𝑢_𝑐ℎ= 212,12 ∗ 6 = 1272,72𝑣𝑔/𝑝ℎ (7) 1.4 Chọn động cơ điện

Động cơ điện phải có thơng số thoả mãn: 𝑃<small>đ𝑐</small> ≥ 𝑃_𝑐𝑡𝑛_đ𝑐≈ 𝑛_𝑠𝑏 ^⇒

𝑃_đ𝑐 ≥ 19,52𝑘𝑊𝑛_đ𝑐≈ 1272,72𝑣𝑔/𝑝ℎ

</div><span class="text_page_counter">Trang 7</span><div class="page_container" data-page="7">

2. Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền thực sự:

𝑢_𝑐ℎ=^𝑛^đ𝑐𝑛_𝑐𝑡 ⁼

3. Lập bảng thơng số đặc tính kỹ thuật 3.1 Tính cơng suất trên các trục

Công suất trên trục III:

𝑃_𝐼𝐼𝐼 = 𝑃_𝑐𝑡= 17,5𝑘𝑊 Công suất trên trục II:

𝑃_𝐼𝐼 = ^𝑃^𝐼𝐼𝐼𝜂_𝑛𝑡𝑛_𝑜𝑙² ⁼

Công suất trên trục I:

𝑃_𝐼 = ^𝑃^𝐼𝐼𝜂_𝑏𝑟𝜂_𝑜𝑙² ⁼

Công suất động cơ điện:

𝑃_đ𝑐 =^𝑃^𝐼𝜂_đ ⁼

𝑛_𝐼 =^𝑛^đ𝑐𝑢_đ ⁼

Chọn hệ số truyền của nối trục đàn hồi bằng 1:

𝑛_𝐼𝐼𝐼 = 𝑛_𝐼𝐼 = 212,12𝑣𝑔/𝑝ℎ

</div><span class="text_page_counter">Trang 8</span><div class="page_container" data-page="8">

Momen xoắn ở trục I:

𝑇_𝐼 = 9550 ∗^𝑃^𝐼

𝑛_𝐼 ^{= 9550 ∗}19,17

Momen xoắn ở trục II:

𝑇_𝐼𝐼 = 9550 ∗^𝑃^𝐼𝐼

𝑛_𝐼𝐼 ^{= 9550 ∗}18,22

Momen xoắn ở trục III:

𝑇_𝐼𝐼𝐼 = 9550 ∗^𝑃^𝐼𝐼𝐼

𝑛_𝐼𝐼𝐼 ^{= 9550 ∗}17,5

3.4 Bảng thơng số đặc tính kĩ thuật Trục Thông số

</div><span class="text_page_counter">Trang 9</span><div class="page_container" data-page="9">

CHƯƠNG II: THIẾT KẾ ĐAI THANG

Ta có:

Theo tiêu chuẩn đai thang ta chọn 𝑑₁ = 250𝑚𝑚

Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối 𝜉 = 0,01. Với tỉ số truyền 𝑢 = 3 khi đó ta có: 𝑑₂ = 𝑢𝑑₁(1 − 𝜉) = 3 ∗ 250(1 − 0,01) = 742,5𝑚𝑚 (20) Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑑₂= 800𝑚𝑚

Tỉ số truyền:

𝑢 = ^𝑑²𝑑₁(1 – 𝜉)⁼

2100 ≥ 𝑎 ≥ 591 Với 𝑢 = 3 ta có thể chọn sơ bộ 𝑎 = 𝑑₂ = 800 (𝑚𝑚) Khi đó ta có chiều dài tính tốn của dây đai:

Tính tốn lại khoảng cách trục a: 𝑎 =^{𝑘 + √𝑘}²^{− 8Δ}²

</div><span class="text_page_counter">Trang 10</span><div class="page_container" data-page="10">

Giá trị a vẫn thoả trong khoảng cho phép.

4. Tính vận tốc và kiểm tra số vòng chạy trong một ngày Vận tốc đai:

Các hệ số sử dụng:

 Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ơm đai:

𝐶_𝛼= 1,24 1 − 𝑒⁻<small>110</small>^𝛼¹ = 0,93  Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc:

𝐶_𝑣 = 1 − 0,05 0,01𝑣²− 1 = 1 − 0,05 0,01 ∗ 19,24²− 1 = 0,865  Hệ số xét đến ảnh hưởng tỷ số truyền u:

9,18 ∗ 0,93 ∗ 0,865 ∗ 1,14 ∗ 0,9 ∗ 0,6 ∗ 1,011^{= 4,39}Ta chọn 𝑧 = 5 đai

</div><span class="text_page_counter">Trang 11</span><div class="page_container" data-page="11">

𝑑_𝑎1= 𝑑₁+ 2ℎ₀ = 250 + 2 ∗ 5,7 = 261,4𝑚𝑚 (32) 𝑑_𝑎2= 𝑑₂+ 2ℎ₀ = 800 + 2 ∗ 5,7 = 811,4𝑚𝑚 (33) Trong đó: ℎ₀= 5,7; 𝑡 = 25,5; 𝑒 = 17 là các giá trị Bảng 4.21[1]

8. Xác định các lực của bộ truyền đai Lực căng đai ban đầu:

𝐹_𝑡 𝑒^𝑓𝛼+ 1

Để tránh xảy ra hiện tượng trượt trơn ta chọn:

𝐹₀= 𝐴 𝜎₀ = 𝐴₁𝑧 𝜎₀ = 230 ∗ 5 ∗ 1,5 = 1725𝑁 (35) Trong đó: 𝜎₀ là ứng suất do lực căng ban đầu gây nên, ứng với đai thang ta giới hạn

Lực vịng có ích:

𝐹_𝑡=^1000𝑃¹𝑣₁ ⁼

2 ^{= 1725 −}

Lực tác dụng lên trục: 𝐹_𝑟= 2𝐹₀sin ^𝛼¹

2 ^{= 2 ∗ 1725 ∗ sin (}152,55

</div><span class="text_page_counter">Trang 12</span><div class="page_container" data-page="12">

CHƯƠNG II

9. Bảng thông số bộ truyền đai

</div><span class="text_page_counter">Trang 13</span><div class="page_container" data-page="13">

CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

1. Thông số cho trước

Công suất truyền 𝑃 = 19,17𝑘𝑊 Momen xoắn 𝑇 = 373,62𝑁𝑚 Tỉ số truyền 𝑢 = 2,31

Số vòng quay trục dẫn 𝑛₁= 490𝑣𝑔/𝑝ℎ Số vòng quay trục bị dẫn 𝑛₂ = 212,12𝑣𝑔/𝑝ℎ

Thời gian làm việc 𝐿_𝐻 = 5 ∗ 300 ∗ 2 ∗ 8 = 24000ℎ

Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

2. Chọn vật liệu

Dựa vào Bảng 6.1[1], chọn thép hợp kim C45 được tơi cải thiện, bánh dẫn có độ rắn lớn hơn bánh bị dẫn nhỏ nhất từ 10÷15HB. Ta chọn:

 Bánh nhỏ (bánh dẫn): 𝐻𝐵₁ = 260𝐻𝐵  Bánh lớn (bánh bị dẫn): 𝐻𝐵₂ = 250𝐻𝐵 3. Xác định ứng suất cho phép

3.1 Số chu kì làm việc cơ sở:

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

𝑁_𝐻𝑂1= 30𝐻_𝐻𝐵1^2,4 = 30 ∗ 260^2,4= 1,88 ∗ 10⁷ 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ (42) 𝑁_𝐻𝑂2= 30𝐻_𝐻𝐵2^2,4 = 30 ∗ 250^2,4= 1,71 ∗ 10⁷ 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ (43) Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:

𝑁_𝐹𝑂1 = 𝑁_𝐹𝑂2 = 5 ∗ 10⁶ 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ Số chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:

𝑁_𝐻𝐸 = 60𝑐 ^𝑇^𝑖𝑇_{𝑖𝑚𝑎𝑥}

𝑛_𝑖𝑡_𝑖 = 60𝑐

𝑡₁𝑛_𝑖+ ^𝑇²𝑇_𝑚𝑎𝑥

𝑡₂𝑛_𝑖 (44) Với:

𝑚_𝐻 = 6: bậc của đường cong mỏi

𝑡₁=₄₆₊₁₄⁴⁶ 𝐿_𝐻 =²³₃₀𝐿_𝐻; 𝑡₂ =₄₆₊₁₄¹⁴ 𝐿_𝐻 =₃₀⁷ 𝐿_𝐻; trong đó 𝐿_𝐻 = 24000ℎ 𝑐 = 1: số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răng 𝑛_𝑖, 𝑡_𝑖: số vòng quay và momen xoắn trong chế độ làm việc thứ i Khi đó:

𝑁_𝐻𝐸1 = 60 ∗ 1 ∗ 490 ∗ 24000 ∗ ^𝑇𝑇

∗ ⁷

30 ^{= 2,78 ∗ 10}

<small>8</small> 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ Tương tự:

</div><span class="text_page_counter">Trang 14</span><div class="page_container" data-page="14">

CHƯƠNG III

𝑁_𝐹𝐸1 = 60𝑐 ^𝑇^𝑖𝑇_{𝑖𝑚𝑎𝑥}

𝑁_𝐹𝐸1= 60 ∗ 1 ∗ 490 ∗ 24000 ∗ ^𝑇𝑇

Suy ra: 𝐾_𝐻𝐿1 = 𝐾_𝐻𝐿2 = 𝐾_𝐹𝐿1 = 𝐾_𝐹𝐿2 = 1 3.2 Ứng suất cho phép:

Dựa vào Bảng 6.13[2] đối với thép C45 tơi cải thiện ta có: Giới hạn mỏi tiếp xúc: 𝜎_{𝐻𝑙𝑖𝑚}<small>𝑜</small> = 2𝐻𝐵 + 70; 𝑠_𝐻 = 1,1

𝜎_{𝐻𝑙𝑖𝑚1}^𝑜 = 2𝐻𝐵₁+ 70 = 2 ∗ 260 + 70 = 590𝑀𝑃𝑎 (46) 𝜎_{𝐻𝑙𝑖𝑚2}^𝑜 = 2𝐻𝐵₂+ 70 = 2 ∗ 250 + 70 = 570𝑀𝑃𝑎 (47) Giới hạn mỏi uốn: 𝜎_{𝐹𝑙𝑖𝑚}^𝑜 = 1,8𝐻𝐵; 𝑠_𝐹 = 1,75

𝜎_{𝐹𝑙𝑖𝑚1}^𝑜 = 1,8𝐻𝐵₁ = 1,8 ∗ 260 = 468𝑀𝑃𝑎 (48) 𝜎_{𝐹𝑙𝑖𝑚2}^𝑜 = 1,8𝐻𝐵₂ = 1,8 ∗ 250 = 450𝑀𝑃𝑎 (49) 3.3 Ứng suất tiếp xúc cho phép

Dựa vào Công thức 6.33[2] ta có thể xác định sơ bộ được ứng suất tiếp xúc cho từng bánh răng:

Dựa vào Công thức 6.47[2], ta có thể xác định sơ bộ được ứng suất uốn cho từng bánh răng:

𝜎_𝐹1 =^𝜎^{𝐹𝑙𝑖𝑚1}

<small>𝑜</small> 𝐾_𝐹𝐶

𝑠_𝐹 ^𝐾^𝐹𝐿1 ^{= 468 ∗}1

𝜎_𝐹 =^𝜎^{𝐹𝑙𝑖𝑚2}

<small>𝑜</small> 𝐾_𝐹𝐶

𝑠_𝐹 ^𝐾^𝐹𝐿2 ^{= 450 ∗}1

Trong đó 𝐾_𝐹𝐶 là hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, bộ truyền quay 1 chiều ⇒ 𝐾_𝐹𝐶 = 1 Với 𝜎_{𝐹𝑙𝑖𝑚1}^𝑜 = 468𝑀𝑃𝑎; 𝜎_{𝐹𝑙𝑖𝑚2}^𝑜 = 450𝑀𝑃𝑎; 𝑠_𝐹1= 𝑠_𝐹2= 𝑠_𝐹 = 1,75

</div><span class="text_page_counter">Trang 15</span><div class="page_container" data-page="15">

CHƯƠNG III

4. Chọn hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng

Bánh răng đối xứng các trục, độ cứng 𝐻𝐵₁, 𝐻𝐵₂ ≤ 𝐻𝐵 350 nên theo Bảng 6.6[1], ta có 𝜓_𝑏𝑎 = 0,3 ÷ 0,5, chọn 𝜓_𝑏𝑎 = 0,4 theo tiêu chuẩn.

Theo Công thức 6.16[1] ta xác định 𝜓_𝑏𝑑:

𝜓_𝑏𝑑 = 0,53 ∗ 0,4 ∗ (2,31 + 1) = 0,702 Theo Bảng 6.4[2] ta chọn được 𝐾_𝐻𝛽 = 1,02; 𝐾_𝐹𝛽 = 1,035 5. Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng được xác định theo công thức: 𝑎_𝑤= 500(𝑢 + 1)

𝑇₁𝐾_𝐻𝛽𝜓_𝑏𝑎 𝜎_𝐻 ²𝑢

= 500(2,31 + 1) ∗ ^{373,62 ∗ 1,02}0,4 ∗ 466,36<small>2</small>∗ 2,31

= 204,85𝑚𝑚 (55) Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑎_𝑤= 250𝑚𝑚

6. Xác định các thông số ăn khớp Modun răng:

Khi 𝐻₁, 𝐻₂ ≤ 𝐻𝐵 350 ta sẽ có 𝑚 = (0,01 ÷ 0,02)𝑎_𝑤= 2,5 ÷ 5𝑚𝑚 Theo Bảng 6.8[1], ta chọn modun tiêu chuẩn 𝑚 = 4𝑚𝑚

</div><span class="text_page_counter">Trang 16</span><div class="page_container" data-page="16">

CHƯƠNG III

Đường kính vịng lăn:

𝑑_𝑤1 = 𝑑₁ = 152𝑚𝑚 𝑑_𝑤2 = 𝑑₂ = 348𝑚𝑚 Đường kính vịng đỉnh:

𝑑_𝑎1 = 𝑑₁+ 2𝑚 = 152 + 2 ∗ 4 = 160𝑚𝑚 (62) 𝑑_𝑎2 = 𝑑₂+ 2𝑚 = 348 + 2 ∗ 4 = 356𝑚𝑚 (63) Đường kính vịng đáy:

𝑑_𝑓1= 𝑑₁− 2,5𝑚 = 152 − 2,5 ∗ 4 = 142𝑚𝑚 (64) 𝑑_𝑓2= 𝑑₂− 2,5𝑚 = 348 − 2,5 ∗ 4 = 338𝑚𝑚 (65) Khoảng cách trục chia

𝑎 = 0,5(𝑑₁+ 𝑑₂) = 0,5(152 + 348) = 250𝑚𝑚 (66) Góc ăn khớp 𝛼_𝑡𝑤= 𝛼_𝑡 = 𝛼 = 20°

Chiều rộng vành răng

 Bánh bị dẫn: 𝑏₂ = 𝜓_𝑏𝑎𝑎 = 0,4 ∗ 250 = 100𝑚𝑚  Bánh dẫn: 𝑏₁ = 𝑏₂+ 5 = 105𝑚𝑚

8. Chọn cấp chính xác cho bộ truyền Vận tốc vòng bánh răng

𝑣 =^𝜋𝑑¹^𝑛¹60000⁼

𝜋 ∗ 152 ∗ 490

Theo Bảng 6.3[2], ta chọn cấp chính xác 8 với 𝑣_𝑔ℎ = 6𝑚/𝑠 9. Xác định giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền

Lực pháp tuyến 𝐹_𝑛 nằm trên mặt phẳng pháp trùng với mặt phẳng ngang và phân tích thành hai thành phần lực vịng 𝐹_𝑡 và lực hướng tâm 𝐹_𝑟 :

𝑎_𝑤 góc ăn khớp, thường lấy 20°

</div><span class="text_page_counter">Trang 17</span><div class="page_container" data-page="17">

Nếu xem hai bề mặt răng như hai hình trụ tiếp xúc với nhau, khi đó ta có thể xác định 𝜎_𝐻theo công thức Hertz:

𝑑_𝑤1∗ 𝑠𝑖𝑛𝛼_𝑤⁺2

</div><span class="text_page_counter">Trang 18</span><div class="page_container" data-page="18">

CHƯƠNG III

𝜋[𝐸₂ 1 − 𝜇₁² + 𝐸₁ 1 − 𝜇₂² (75) Với:

𝐸₁, 𝐸₂ là mô đun đàn hồi của vật liệu chế tạo bánh răng dẫn và bánh bị dẫn. 𝜇₁, 𝜇₂ là hệ số Poisson của vật liệu chế tạo cặp bánh răng.

Đối với cặp bánh răng bằng thép thì 𝐸₁= 𝐸₂= 2,1 ∗ 10⁵𝑀𝑃𝑎 và 𝜇₁= 𝜇₂ = 0,3. Khi đó 𝑍_𝑀 = 275𝑀𝑃 𝑎^0,5

𝑍_𝜖 là hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc: 𝑍_𝜖 = ^{4 − 𝜖}^𝛼

Giá trị hệ số trung khớp ngang 𝜖_𝛼 có thể tính bằng công thức: 𝜖_𝛼 = 1,88 − 3,2 ¹

𝑧₂ ^{= 1,88 − 3,2}138⁺

𝑍_𝑉 = 0,85𝑣^0,1= 0,85 ∗ 3,89^0,1= 0,974 (79) 𝐾_𝑙 hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn 𝐾_𝑙= 1 𝐾_𝑥𝐻 hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:

</div><span class="text_page_counter">Trang 19</span><div class="page_container" data-page="19">

CHƯƠNG III Trong đó:

Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám 𝑌_𝑅= 1 khi phay và mài răng Hệ số kích thước khi tôi bề mặt và thấm nito

𝑌_𝑥= 1,05 − 0,005𝑚 = 1,05 − 0,005 ∗ 4 = 1,03 (82) Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến tập trung tải trọng

𝑌_𝛿 = 1,082 − 1,072𝑙𝑜𝑔𝑚 = 1,082 − 1,072𝑙𝑜𝑔4 = 0,978 (83) Suy ra:

𝜎_𝐹1 = 267,43 ∗ 1 ∗ 1,03 ∗ 0,978 = 269,4𝑀𝑃𝑎 (84) 𝜎_𝐹2 = 257,14 ∗ 1 ∗ 1,03 ∗ 0,978 = 259,03𝑀𝑃𝑎 (85) Xác định 𝑌_𝐹 là hệ số dạng răng được tính theo Cơng thức 6.80[2]

𝜎_𝐹1𝑌_𝐹1 ⁼

 Bánh bị dẫn:

𝜎_𝐹1𝑌_𝐹2 ⁼

</div><span class="text_page_counter">Trang 21</span><div class="page_container" data-page="21">

CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ TRỤC

1. Thông số cho trước

Momen xoắn trên các trục  Trục I: 373,62𝑁𝑚  Trục II: 820,3𝑁𝑚

2. Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 có 𝜎_𝑏= 600𝑀𝑃𝑎, ứng suất xoắn cho phép [𝜏] =15 ÷ 25𝑀𝑃𝑎

Ta xác định đường kính sơ bộ các trục: 𝑑₁ ≥ 10 ^16𝑇¹

𝑑₂ ≥ 10 ^16𝑇²𝜋[𝜏]

3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Hình 10.10 Phác thảo kết cấu trục hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp 3.1 Trục I

Theo Tài liệu [2], ta chọn trục theo kết cấu của Hình 10.16, khi đó ta sẽ có các thơng số của trục:

Khoảng cách giữa các ổ trong hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp:

</div><span class="text_page_counter">Trang 22</span><div class="page_container" data-page="22">

CHƯƠNG IV

Trong đó: 𝑥 = 8 ÷ 15𝑚𝑚 𝑙₁= 𝑏₁ = 𝜓_𝑏𝑎𝑎_𝑤

w - tra Bảng 10.3[2]. Với 𝑇₁= 373,62𝑁𝑚 ta có thể chọn 𝑓 ≥ (70 ÷105)𝑚𝑚, 𝑤 = (40 ÷ 80)𝑚𝑚

Theo Tài liệu [2], ta chọn trục theo kết cấu của Hình 10.16, khi đó ta sẽ có các thơng số của trục:

Khoảng cách giữa các ổ trong hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp:

Trong đó: 𝑥 = 8 ÷ 15𝑚𝑚 𝑙₂= 𝑏₂ = 𝜓_𝑏𝑎𝑎_𝑤

w – tra Bảng 10.3[2]. Với 𝑇₂= 820,3𝑁𝑚 ta có thể chọn 𝑓 ≥ (95 ÷ 135)𝑚𝑚, 𝑤 =(55 ÷ 95)𝑚𝑚

</div><span class="text_page_counter">Trang 23</span><div class="page_container" data-page="23">

CHƯƠNG IV

𝐹_𝑛𝑡 = (0,2 ÷ 0,3) ∗ 2 ∗^{820,3 ∗ 10}

160 ^{= (2050,75 ÷ 3076,13)𝑁} ⁽¹⁰⁰⁾Với 𝐷₀ = 160 chọn theo Bảng 16.10a[1]. Chọn 𝐹_𝑛𝑡= 3000𝑁

𝑅_𝐴𝑦 = 2529,5𝑁𝑅_𝐶𝑦= 4091,7𝑁Xét mặt phẳng Oxz, vì lực 𝐹_𝑡1 nằm đối xứng 2 bên ổ nên

𝑅_𝐴𝑥= 𝑅_𝐶𝑥 =^𝐹^𝑡12 ⁼

2 ^{= 2458𝑁}

</div><span class="text_page_counter">Trang 24</span><div class="page_container" data-page="24">

CHƯƠNG IV

Vẽ biểu đồ momen như hình với

𝑀_𝐵𝑥= 𝑅_𝐴𝑦∗ 102,5 ∗ 10⁻³= 259,27𝑁𝑚 𝑀_𝐶𝑥 = 𝐹_𝑟∗ 100 ∗ 10⁻³= 335,15𝑁𝑚 𝑀_𝐵𝑦 = 𝑅_𝐴𝑥∗ 102,5 ∗ 10⁻³= 251,95𝑁𝑚 Momen xoắn 𝑇₁ = 373,62𝑁𝑚

</div><span class="text_page_counter">Trang 25</span><div class="page_container" data-page="25">

CHƯƠNG IV

</div><span class="text_page_counter">Trang 26</span><div class="page_container" data-page="26">

𝑀_𝑡𝑑𝑗 = 𝑀_𝑗²+ 0,75𝑇_𝑗²; 𝑀_𝑗 = 𝑀_𝑥𝑗² + 𝑀_𝑦𝑗² (101) Với 𝑀_𝑥𝑗; 𝑀_𝑦𝑗 là hai momen uốn trong hai mặt phẳng vng góc với nhau tại tiết diện j, giá trị tương ứng trong các biểu đồ momen trên. Khi đó ta có momen tương đương tại các điểm trên trục được xác định:

𝑀_𝑡𝑑𝐴= √0<small>2</small>+ 0<small>2</small>+ 0,75 ∗ 0<small>2</small> = 0𝑁𝑚 (102) 𝑀_𝑡𝑑𝐵= √259,27<small>2</small>+ 251,95<small>2</small>+ 0,75 ∗ 373,62<small>2</small> = 485,17𝑁𝑚 (103) 𝑀_𝑡𝑑𝐶 = √335,15<small>2</small>+ 0<small>2</small>+ 0,75 ∗ 373,62<small>2</small> = 465,85𝑁𝑚 (104) 𝑀_𝑡𝑑𝐷= √0<small>2</small>+ 0<small>2</small>+ 0,75 ∗ 373,62<small>2</small> = 323,56𝑁𝑚 (105) Ta nhận thấy trên trục này thì tiết diện nguy hiểm nhất là tại vị trí B:

𝑑_𝐵 ≥ 10 ∗ ^32𝑀^𝑡𝑑𝐵𝜋[𝜎]

= 10 ∗ ^{32 ∗ 485,17}𝜋 ∗ 70

Ta xét đến việc có then tại vị trí mayơ của bánh răng nên tại tiết diện B ta tăng giá trị đường kính lên 10%. Khi đó theo kết cấu: 𝑑_𝐵= 50𝑚𝑚

Tại các vị trí cịn lại của trục:

𝑑_𝐶 ≥ 40,774𝑚𝑚 nên ta chọn 𝑑_𝐶 = 𝑑_𝐴= 45𝑚𝑚 (vì A và C lắp ổ lăn nên chọn theo tiêu chuẩn ổ lăn)

𝑑_𝐷 ≥ 36,11𝑚𝑚 nên ta chọn 𝑑_𝐷 = 38𝑚𝑚

</div><span class="text_page_counter">Trang 27</span><div class="page_container" data-page="27">

2 ^{= 894,65𝑁}Xét mặt phẳng Oxz ta có:

𝐹_𝑥 = 0 ⟺ 𝐹_𝑛𝑡− 𝑅_𝐺𝑥− 𝐹_𝑡2+ 𝑅_𝐸𝑥= 0

𝑀_𝑦(𝐸) = 0 ⟺ 𝐹_𝑡2∗ 107,5 + 𝑅_𝐺𝑥∗ 215 − 𝐹_𝑛𝑡∗ 350 = 0 Từ hai phương trình trên ta xác định được:

𝑅_𝐺𝑥= 2425,7𝑁𝑅_𝐸𝑥= 4341,7𝑁Vẽ biểu đồ momen như hình với:

𝑀_𝐹𝑥= 𝑅_𝐸𝑦∗ 107,5 ∗ 10⁻³= 96,17𝑁𝑚 𝑀_𝐺𝑦 = 𝐹_𝑛𝑡∗ 135 ∗ 10⁻³= 405𝑁𝑚 𝑀_𝐹𝑦= 𝑅_𝐸𝑥∗ 107,5 ∗ 10⁻³= 466,74𝑁𝑚

Momen xoắn 𝑇₂ = 820,3𝑁𝑚

</div><span class="text_page_counter">Trang 28</span><div class="page_container" data-page="28">

CHƯƠNG IV

</div><span class="text_page_counter">Trang 29</span><div class="page_container" data-page="29">

CHƯƠNG IV

<small>T</small>

</div><span class="text_page_counter">Trang 30</span><div class="page_container" data-page="30">

CHƯƠNG IV

Đường kính các đoạn trục:

Theo Bảng 10.2[2], với 𝑑₁ = 63𝑚𝑚, ta chọn [𝜎] = 70𝑀𝑃𝑎 Momen tương đương tại tiết diện j:

𝑀_𝑡𝑑𝑗 = 𝑀_𝑗²+ 0,75𝑇_𝑗²; 𝑀_𝑗 = 𝑀_𝑥𝑗² + 𝑀_𝑦𝑗²

Với 𝑀_𝑥𝑗; 𝑀_𝑦𝑗 là hai momen uốn trong hai mặt phẳng vng góc với nhau tại tiết diện j, giá trị tương ứng trong các biểu đồ momen trên. Khi đó ta có momen tương đương tại các điểm trên trục được xác định:

𝑀_𝑡𝑑𝐸 = √0<small>2</small>+ 0<small>2</small>+ 0,75 ∗ 0<small>2</small>= 0 (107) 𝑀_𝑡𝑑𝐹 = √96,17<small>2</small>+ 466,74<small>2</small>+ 0,75 ∗ 820,3<small>2</small> = 855,43𝑁𝑚 (108) 𝑀_𝑡𝑑𝐺= √0<small>2</small>+ 405<small>2</small>+ 0,75 ∗ 820,3<small>2</small>= 817,73𝑁𝑚 (109) 𝑀_𝑡𝑑𝐻 = √0<small>2</small>+ 0<small>2</small>+ 0,75 ∗ 820,3<small>2</small>= 710,4𝑁𝑚 (110) Ta thấy trên trục này tiết diện nguy hiểm nhất là tại vị trí F:

𝑑_𝐹 ≥ 10 ∗ ^32𝑀^𝑡𝑑𝐹𝜋 ∗ [𝜎]

= 10 ∗ ^{32 ∗ 855,43}𝜋 ∗ 70

Ta xét đến việc có then tại vị trí mayơ của bánh răng nên tại tiết diện F ta tăng giá trị đường kính lên 5%. Khi đó theo kết cấu: 𝑑_𝐹 = 60𝑚𝑚

Tại các vị trí cịn lại của trục:

𝑑_𝐺 ≥ 49,19𝑚𝑚 nên ta chọn 𝑑_𝐺 = 𝑑_𝐸 = 55𝑚𝑚 (do tại G và E lắp ổ lăn nên ta chọn theo tiêu chuẩn ổ lăn)

6. Kiểm nghiệm then

Thông số của then được tra theo Bảng 9.1a[1] Then sử dụng ở đây là then bằng:

𝜎_𝑑 =^{2𝑇 ∗ 10}

<small>3</small>

</div><span class="text_page_counter">Trang 31</span><div class="page_container" data-page="31">

d: đường kính trục tại vị trí sử dụng then 6.1 Trục I

Theo Bảng 9.1a[1] ta có:  Then tại B

Trục có một then, với đường kính 𝑑 = 50𝑚𝑚, ta chọn then có chiều rộng 𝑏 = 14𝑚𝑚; chiều cao ℎ = 9𝑚𝑚, chiều sâu rãnh then trên trục 𝑡₁ = 5,5𝑚𝑚, chiều sâu rãnh then trên mayơ 𝑡₂ = 3,8𝑚𝑚. Chọn chiều dài l của then theo tiêu chuẩn 𝑙 = 70𝑚𝑚

Kiểm tra then theo độ bền dập: 𝜎_𝑑 =^{2𝑇 ∗ 10}³

𝑑𝑡₂𝑙_𝑙 ⁼

2 ∗ 373,62 ∗ 10³

50 ∗ 3,8 ∗ 56 ^{= 70,23𝑀𝑃𝑎 < 𝜎}^𝑑 ^{= (130 ÷ 180)𝑀𝑃𝑎} ⁽¹¹⁴⁾Với 𝑙_𝑙= 𝑙 − 𝑏 = 70 − 14 = 56𝑚𝑚

Kiểm tra then theo độ bền cắt: 𝜏_𝑑 =^{2𝑇 ∗ 10}

𝑑𝑏𝑙_𝑙 ⁼

2 ∗ 373,62 ∗ 10³

50 ∗ 14 ∗ 56 ^{= 19,06𝑀𝑃𝑎 < 𝜏}^𝑑 ^{= 90𝑀𝑃𝑎} ⁽¹¹⁵⁾ Then tại D

Trục có một then, với đường kính 𝑑 = 38𝑚𝑚, ta chọn then có chiều rộng 𝑏 = 10𝑚𝑚; chiều cao ℎ = 8𝑚𝑚, chiều sâu rãnh then trên trục 𝑡₁ = 5𝑚𝑚, chiều sâu rãnh then trên mayơ 𝑡₂ = 3,3𝑚𝑚. Chọn chiều dài l của tthen theo tiêu chuẩn 𝑙 = 70𝑚𝑚

Kiểm tra then theo độ bền dập: 𝜎_𝑑 =^{2𝑇 ∗ 10}

𝑑𝑡₂𝑙_𝑙 ⁼

2 ∗ 373,62 ∗ 10³

38 ∗ 3,3 ∗ 60 ^{= 99,31𝑀𝑃𝑎 < 𝜎}^𝑑 ^{= (130 ÷ 180)𝑀𝑃𝑎} ⁽¹¹⁶⁾Với 𝑙_𝑙= 𝑙 − 𝑏 = 70 − 10 = 60𝑚𝑚

Kiểm tra then theo độ bền cắt: 𝜏_𝑑 =^{2𝑇 ∗ 10}³

𝑑𝑏𝑙_𝑙 ⁼

2 ∗ 373,62 ∗ 10³

38 ∗ 10 ∗ 60 ^{= 32,77𝑀𝑃𝑎 < 𝜏}^𝑑 ^{= 90𝑀𝑃𝑎} ⁽¹¹⁷⁾6.2 Trục II

Theo Bảng 9.1a[1] ta có:  Then tại F

Trục có một then, với đường kính 𝑑 = 60𝑚𝑚, ta chọn then có chiều rộng 𝑏 = 18𝑚𝑚; chiều cao ℎ = 11𝑚𝑚, chiều sâu rãnh then trên trục 𝑡₁ = 7𝑚𝑚, chiều sâu rãnh then trên mayơ 𝑡₂ = 4,4𝑚𝑚. Chọn chiều dài l của tthen theo tiêu chuẩn 𝑙 = 80𝑚𝑚 Kiểm tra then theo độ bền dập:

𝜎_𝑑 =^{2𝑇 ∗ 10}³𝑑𝑡₂𝑙_𝑙 ⁼

2 ∗ 820,3 ∗ 10³

60 ∗ 4,4 ∗ 62 ^{= 100,23𝑀𝑃𝑎 < 𝜎}^𝑑 ^{= (130 ÷ 180)𝑀𝑃𝑎} ⁽¹¹⁸⁾

</div>