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

<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 BỘ MƠN 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

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

<small>` </small>

LỜI CẢM ƠN

Đất nước chúng ta đang phát triển mạnh mẽ, và khoa học kỹ thuật đóng vai trị khơng 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 q 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 chun 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 q trình hồn thành đồ án. Em cũng muốn gửi lời cảm ơn đến các bạn trong lớp vì đã đóng góp khơng nhỏ để hồn thiện đồ án này. Đây là đồ án thiết kế hệ thống cơ khí đầu tiên của em nên khơng tránh khỏi những thiếu sót và kinh nghiệm trong việc tính tốn, 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.

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

<small>` </small>

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

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

<small>` </small>

CHƯƠNG 7: DUNG SAI LẮP GHÉP ... 54

7.1. Dung sai ổ lăn. ... 54

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

<small>` </small>

DANH SÁCH BẢNG BIỂU

Bảng 1.1 Bảng động cơ và phân phối tỷ số truyền ...

Bảng 1.2 Bảng tính tốn 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 thơng số kích thước then và kiểm nghiệm then ... 38

Bảng 4.2 Bảng kiểm nghiệm độ bền trục ... 40

Bảng 6.1 Bảng thơng số kích thước vỏ hộp ... 48

Bảng 7.1 Bảng dung sai lắp ghép ... 55

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

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 cơn Cơng suất cực đại trên xích tải:

𝑃 = 𝑃 = ^{𝐹 . 𝑣}1000⁼

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:

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

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 cơng 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 cơn - 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

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

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

1.4.1. Tính tốn cơng suất trên các trục.

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

0,98 × 0,99^{= 6,790(𝑘𝑊)} (1.10) Cơng suất trên trục II:

0,97 × 0,99^{= 7,071(𝑘𝑊)} (1.11) Cơng 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 tốn số vịng quay trên các trục.

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

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

4 Tính sai số số vịng quay tính tốn so với u 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 tốn 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 tốn và phân phối tỷ số truyền

Trục

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

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 tốn bánh đai lớn 𝒅_𝟐.

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

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

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 tốn khoảng cách trục 𝒂.

Theo bảng 4.6[2] Ta chọn sơ bộ 𝑎 = 1,2𝑑 = 1,2.280 = 480 (𝑚𝑚) Tính tốn 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 tốn chính xác khoảng cách trục 𝑎 theo tiêu 𝐿 chuẩn: 𝑎 =𝑘 + √𝑘 − 8∆

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

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 tốn góc ơm đai 𝜶_𝟏.

= 1,24(1 − ℯ <small>,/</small> ) = 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 tốn chiều rộng các bánh đai và đường kính ngồi d các bánh đai.

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

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 ngồi 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 vịng 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

200^{100 = 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

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

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:

<small>,</small> = 38,02548166. 10 chu kỳ

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

11

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

<small>,</small> = 33,9104292. 10 chu kỳ Ta thấy 𝑁 ≥ 𝑁 ; 𝑁 ≥ 𝑁 ; 𝑁 ≥ 𝑁 ; 𝑁 ≥ 𝑁Nên ta chọn 𝑁 = 𝑁 để tính tốn

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 tốn 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}

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

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 ^. = ^, ^{. ,}

<small>,</small> = 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 tốn đường kính 𝒅_𝒆_𝟏.

𝑑 ≥ 950

<small>,(, . ,) . ,. ,.,</small> =105,157 𝑚𝑚

Ta chọn 𝑑 theo tiêu chuẩn: 𝑑 = 125 𝑚𝑚

Chiều dài cơn ngồi 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 𝒎_𝒆 và 𝒛_𝟏.

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 Mơđun vịng chia ngồi 𝑚 = = = 3,906 𝑚𝑚 Ta chọn theo tiêu chuẩn: 𝑚 = 4 𝑚𝑚

32 ^{= 3,156}

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

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

<small>,</small> = 17,613° Suy ra 𝛿 = 90° − 𝛿 = 90 − 17,613° = 72,387°

3.2.7. Tính tốn các kích thước chủ yếu khác của bộ truyền bánh răng cơn. Theo cơng thức bảng 5.11[2]

Đường kính vịng chia trung bình:

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

<small>,°</small>= 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 𝝈_𝑯.

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

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 <small>,</small> = 0,85𝑣 <small>,</small> = 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 𝒛_𝒗𝟏 và 𝒛_𝒗𝟐 tương đương.

<small>,°</small>= 33,574 (34 răng)

<small>,°</small>= 333,797 (334 răng) Tính tốn 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}

</div><span class="text_page_counter">Trang 20</span><div class="page_container" data-page="20">

15 [𝜎 ]

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

𝜎 = ^{𝑌 . 𝐹 . 𝐾}0,85𝑏 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 vịng ngồi 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

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

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

Chiều dài cơn ngồi 𝑅 , mm 206,558

Đường kính vịng chia ngồi: Bánh dẫn 𝑑 , mm

Bánh bị dẫn 𝑑 , mm

125 393,75 Mơ đun vịng chia ngồi 𝑚 , mm 4

Chiều rộng vành răng 𝑏, mm 59

Đường kính vịng 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 cơn chia: Bánh dẫn 𝛿 , độ Bánh bị dẫn 𝛿 , độ

17,613° 72,387°

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

Bánh bị dẫn 𝑑 , mm

107,1875 337,6406

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

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:

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

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 tốn 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

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

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 cơng 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 vịng chia:

Bánh dẫn: 𝑑 = = ^.

<small>,°</small>= 111,3812 𝑚𝑚

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

20 Bánh bị dẫn: 𝑑 = = ^.

<small>,°</small>= 448,6188𝑚𝑚

Đường kính vịng 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 vịng 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 𝑛}60000⁼

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}

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

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 <small>,</small> = 0,85. 1,332 <small>,</small> = 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 tốn 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 cơng thức 6.92[3]

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

22 𝜎 =^{𝑌 𝐹 𝐾 𝑌 𝑌}

= 257,14 𝑀𝑃𝑎 𝜎 =^{𝑌 𝐹 𝐾 𝑌 𝑌}

𝐹 = 𝐹 =^{𝐹 tan 𝛼}cos 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

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

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

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

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

103,8812 441,1188

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

24 3.3.9. Kiểm nghiệm bôi trơn ngâm dầu.

Để giảm mất công suất do ma sát, giảm mài mịn răng, bảo đảm thốt nhiệt tốt, đề phòng các chi tiết bị hoen rỉ. Vì vậy cần phải bơi 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 cơn 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

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

3^𝑑 ^{= 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

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

3^𝑑 ^{= 151,54 𝑚𝑚}

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

25

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

<small>CHƯƠNG 4: THIẾT KÊ TRỤC - CHỌN THEN </small>

- 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 ngồi 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 tơi 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)

</div>