Thiết kế hệ dẫn Động băng tải

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

<b>A. Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền </b>

Lập bảng thông số 4

<b>B. Tính tốn thiết kế bộ truyền ngồi 5 </b>

<i><b>Bảng tổng hợp các thông số bộ truyền đai dẹt </b></i> 7 <i><b>C. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 8 </b></i>C.1. Chọn vật liệu bánh răng 8

C.2. Xác định ứng suất cho phép 8

C.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục 10

C.4. Xác định các thông số ăn khớp 11

C.5. Xác định các hệ số và thông số động học 11

C.6. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng 12

C.7. Một số thơng số hình học của cặp bánh răng 14

C.8. Bảng tổng kết các thông số của bánh răng 15

<b>D. Tính thiết kế trục 16 </b>

<b>I. Tính chọn khớp nối 16 </b>

<b>II. Xác định lực, sơ đồ tác dụng lên trục 17 </b>

<b>III. Xác định đường kính sơ bộ của trục 18 </b>

<b>IV. Trục I tính theo chi tiết 21 </b>

E.1. Thiết kế vỏ giảm tốc và một số chi tiết 36

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

<b>A.Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền </b>

Thông số đầu vào.

Thiết kế hệ dẫn động băng tải. 1.Lực kéo băng tải F= 850 (N) 2.Vận tốc băng tải v = 2,21 (N) 3.Đường kính tang D = 315 (mm) 4.Thời gian phục vụ l<small>h </small>= 1700 (h) 5

6 7 8

1. Công suất làm việc P<small>1v</small> = ^𝐹.𝑣

<small>1000</small> = ^850.2,21

<small>1000</small> = 1,879 (kw) 2. Hiệu suất hệ dẫn động

η = η<small>br . </small>η<small>3</small>

<small>ol . </small>η<small>đx . </small>η<small>kn</small> trong đó tra bảng B^2.3

<small>19</small> :

• Hiệu suất bộ truyền bánh răng: η<small>br</small><b>= 0,97 </b>

• Hiệu suất bộ truyền đai: η<small>đ</small><b>= 0,96 </b>

• Hiệu suất ổ lăn : η<small>ol </small><b>= 0,99 </b>

• Hiệu suất khớp nối: η<small>kn </small><b>= 1 </b>

n<small>lv</small> = ^60000.𝑣

<small>𝜋.𝐷</small> = ^60000.2,21

<small>𝜋.315</small> = 133,99 (vòng/phút) 5. Chọn tỉ số truyền sơ bộ

U<small>sb </small>= u<small>đ </small>. u<small>br </small>

Theo bảng 𝐵^2.4

<small>21</small> chọn sơ bộ:

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

• Tỉ số truyền bộ truyền đai: u<small>đ </small>= 3

• Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng : u<small>br </small>= 4 => u<small>sb </small>= u<small>đ</small> . u<small>br</small> = 3.4 = 12

6. Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ

n<small>sb </small>= n<small>lv </small>. n<small>sb</small> = 133,99.12 = 1607,88 (vịng/phút) 7. Tính số vịng quay đồng bộ của động cơ

Chọn n<small>đb </small>= 1500 (vòng/phút) 8. Chọn động cơ

Tra bảng 𝑃 ^1.3

<small>236</small> chọn động cơ thỏa mãn n<small>đb </small>= n<small>sb</small> = 1500 (vòng/phút)

P<small>đc </small>≥ P<small>yc </small>= 2,078 (kw) Động cơ với các thông số sau: + Ký hiệu: 4AX90L4Y3 + P<small>đc </small>= 2,2 (kw)

+ n<small>đc </small>= 1420 (vòng/phút) + d<small>1 </small>= 24 (mm)

9. Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền của hệ: u<small>h</small> = ^𝑛^đ𝑐

<small>𝑛</small>_𝑙𝑣 = ¹⁴²⁰

<small>133,99</small>= 10,597 Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc: u<small>br</small> = 4

Tỉ số truyền ngoài: u<small>n </small>= ^𝑢^ℎ

<small>𝑢</small>_𝑏𝑟 = ^10,597

<small>4</small> = 2,650 10. Tính các thơng số trên trục

+ Cơng suất trên trục công tác: P<small>ct</small> = P<small>lv </small>= 1,879 (kw) + Công suất trên trục II: P<small>II</small> = ^P^ct

<small>η </small>_ol<small>.η</small>_kn = ^1,879

<small>0,99.1</small> = 1,898 (kw) + Công suất trên trục I: P<small>I</small> = ^𝑃^𝐼𝐼

<small>η</small>_𝑜𝑙<small>.η </small>_𝑏𝑟 = ^1,898

<small>0,99.0,97</small> = 1,976 (kw) + Công suất trên trục động cơ: P<small>đc</small> = ^𝑃^𝐼

<small>η</small>_𝑜𝑙.<small>η</small>_đ = ^1,976

<small>0,99.0,96</small> = 2,078 (kw) + Số vòng quay trên trục động cơ: n<small>đc</small> = 1420 (vòng/phút)

+ Số vòng quay trên trục I: n<small>I</small> = ^𝑛^đ𝑐

<small>𝑢</small>_𝑛 = ¹⁴²⁰

<small>2,650</small> = 535,85 (vòng/phút) + Số vòng quay trên trục II: n<small>II </small>= ^𝑛^𝐼

<small>𝑢</small>_𝑏𝑟 =^535,85

<small>4</small> = 133,96 (vòng/phút)

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

+ Số vòng quay trên trục công tác: n<small>ct</small> = ^𝑛^𝐼𝐼

<small>𝑢</small>_𝑘𝑛 = ^133,96

<small>1</small> = 133,96 (vòng/phút)

+ Momen xoắn trên trục động cơ: T<small>đc</small> = 9,55.10<small>6𝑃</small>_đ𝑐

<small>𝑛</small>_đ𝑐 = 9,55.10<small>62,079</small>

<small>1420</small> = 13982 (N.mm) Momen xoắn trên trục I:

T<small>I</small> = 9,55.10<small>6𝑃</small>_𝐼

<small>𝑛</small>_𝐼 = 9,55.10<small>61,976</small>

<small>535,85</small> = 35216,57 (N.mm) Moment xoắn trên trục II:

T<small>II</small> = 9,55.10<small>6𝑃</small>_𝐼𝐼

<small>𝑛</small>_𝐼𝐼 = 9,55.10<small>61,898</small>

<small>133,96</small> = 135308,30 (N.mm) Moment xoắn trên trục công tác:

T<small>ct</small> = 9,55.10⁶ ^𝑃^𝑐𝑡

<small>𝑛</small>_𝑐𝑡 = 9,55.10<small>61,879</small>

<small>133,96</small> = 133953,79 (N.mm) 11. Lập bảng thông số

trục U<small>n</small> = 2,650 U<small>br</small> = 4 U<small>kn</small> = 1

P(kw) P<small>đc</small> = 2,078 P<small>I</small> = 1,976 P<small>II</small> = 1,898 P<small>ct</small> = 1,879 n(vòng/phút) n<small>đc</small> = 1420 n<small>I</small> = 535,85 n<small>II</small> = 133,96 n<small>ct</small> = 133,96 T(N.mm) T<small>đc</small> = 13982 T<small>I</small> = 35216,57 T<small>II</small> = 135308,30 T<small>ct</small> = 133953,79

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

<b>B. Tính tốn thiết kế bộ truyền ngồi </b>

Tính tốn thiết kế bộ truyền đai dẹt Thông số yêu cầu

P = P<small>đc</small> = 2,078 (kw) T<small>1</small> = T<small>đc</small> = 13982 (N.mm) n<small>1</small> = n<small>đc</small> = 1420 (vòng/phút) u = u<small>n</small> = 2,650

β = 0<small>0 </small>

1. Chọn loại đai Đai vải cao su

2. Xác định đường kính bánh đai

d<small>1</small> = (5,2 ÷ 6,4)√𝑇³ <small>1</small> = (5,2 ÷ 6,4)³√13982= (125,27 ÷ 154,18) (mm)+ Chọn d<small>1</small> theo tiêu chuẩn thuộc dãy sau

50, 55, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160,… và lớn hơn d<small>min</small> ghi trong bảng 4.6

Chọn d<small>1</small> = 140 (mm) + Kiểm tra về vận tốc đai

v = ^𝜋.𝑑¹^𝑛¹

<small>60000</small> = 𝜋.^140.1420

<small>60000</small> = 10,41 (m/s) + Xác định d<small>2</small>

d<small>2</small> = u.d<small>1</small>.(1–ε) = 2,650.140.(1–0,015) = 365,44 (mm) ε = 0,01÷0,02 hệ số trượt chọn ε= 0,015

Chọn d<small>2</small> theo tiêu chuẩn bảng 𝐵^4.26

<small>67</small> ta được d<small>2</small> = 355 (mm) + Tỉ số truyền thực tế

u<small>tt</small> = ^𝑑²

<small>𝑑</small>_1.<small>.(1−𝜀)</small>= ³⁵⁵

<small>140.(1−0.015)</small> = 2,57 + Sai lệch tỉ số truyền

∆<small>u</small> = |^𝑢<small>𝑡𝑡−𝑢</small>

<small>𝑢</small> |. 100% = |^2,57−2,65

<small>2,65</small> | . 100% = 3,02% < 4%

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

→ thỏa mãn

3. Xác định chiều dài đai và khoảng cách trục + Khoảng cách trục

a= (1,5÷2).(d<small>1</small> + d<small>2</small>) =742,5 ÷ 990 (mm) chọn a<small>sb </small>= 900 (mm)

+ chiều dài đai L= 2.a<small>sb </small>+ π.^𝑑<small>1+𝑑</small>₂

<small>2</small> + ^(𝑑²^–𝑑¹⁾²<small>4.𝑎</small>_𝑠𝑏→L= 2.900 + π.^140+355

<small>2</small> + ^(355–140)

<small>4.900</small> = 2590,38 (mm) Lấy L = 2800 (mm)

+ số vòng chạy của đai i = ^𝑣

<small>𝐿</small> = ^10,41

<small>2,800</small> = 3,7 (1/s) < i<small>max</small> = (3÷5) (1/s) 4. Xác định góc ơm của bánh đai nhỏ 𝛼<small>1</small>

α<small>1</small> = 180˚ – ^57˚.(𝑑²^−𝑑¹⁾

<small>𝑎</small> = 180˚ – ^{57˚.(355−140)}

<small>900</small> = 166,38˚ α<small>1</small> > α<small>min</small> = 150˚

→ thỏa mãn

5. Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai + Diện tích đai: A = ^𝐹^𝑡^.𝑘^đ

<small>[𝜎</small>_𝐹<small>]</small> = b.δ •F<small>t</small> Lực vịng: F<small>t</small> = ^1000.𝑝

<small>𝑣</small> = ^1000.2,078

<small>10,41</small> = 199,71 (N) •k<small>đ</small> Hệ số tải trọng động: tra bảng B ^4.7

<small>55</small> k<small>đ</small> = 1,35 + δ Chiều dày đai được xác định theo ^𝛿

<small>𝑑</small>₁: Tra bảng B^4.8

<small>55</small> với loại đai dẹt chọn (^𝛿

<small>𝑑</small>₁)<small>max</small> = ¹<small>40</small>→ δ ≤ d<small>1 </small>. (^𝛿

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

→ [σ<small>F</small>]<small>0</small> = k<small>1</small> – ^𝑘²^.𝛿

<small>𝑑</small>₁ = 2,5 – ^10.3,5

<small>140</small> = 2,25 (MPa) C<small>α</small> là hệ số ảnh hưởng tới góc ơm α<small>1</small>

C<small>α</small> = 1– 0,003.(180˚ - α<small>1</small>) = 1 – 0,003(180 – 166,38) = 0,96 C<small>v</small> là hệ số ảnh hưởng lực ly tâm đến độ bám đai lên bánh đai

b = ^𝐹^𝑡^.𝑘^đ

<small>[𝜎</small>_𝐹<small>].𝛿</small> = ^199,71.1,35

<small>2,14.3,5</small> = 35,99 (mm) Tra bảng B^4.1

<small>51</small> , b = 40 mm 6. Tính lực tác dụng

+ Lực căng ban đầu:

F<small>0</small> = σ<small>0</small>.δ.b = 1,8.3,5.40 = 252 (N) - Lực tác dụng lên trục:

F<small>r</small> = 2.F<small>0</small>sin(α<small>1</small>/2) = 2.252.sin(166,38/2) = 500,44 (N) 7. Bảng tổng hợp các thông số bộ truyền đai dẹt

P= 2,078 (kw) T<small>1</small>= 13982 (kw)

N<small>1</small>= 1420 (vịng/phút) u= u<small>tt</small> = 2,57

<b>Thơng số loại đai vải cao su </b>

<b>Ký hiệu Đơn vị Giá trị </b>

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

<b>C.Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng </b>

Thông số đầu vào

P = P<small>I</small> = 1,976 (kw)

T<small>1</small> = T<small>I </small>= 35216,57 (N.mm) n = n<small>I</small> = 535,85 (vòng/phút) u = u<small>br </small>= 4

L<small>h</small> = 17000 (h)

C.1. Chọn vật liệu bánh răng Tra bảng B^6.1

• Vật liệu bánh lớn

Nhãn hiệu thép : thép 45 Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện

Độ rắn : HB = 192÷240 (MPa) → HB<small>2</small> = 210 Giới hạn bền : 𝜎_𝑏₂ = 750 (MPa)

Giới hạn chảy : 𝜎_𝑐ℎ₂ = 450 (MPa) • Vật liệu bánh nhỏ:

Nhãn hiệu thép : thép 45 Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện

Độ rắn : HB = 192÷240 (MPa) → HB<small>1</small> = 220 Giới hạn bền : 𝜎_𝑏₁ = 750 (MPa)

Giới hạn chảy : 𝜎_𝑐ℎ₁= 450 (MPa) C.2. Xác định ứng suất cho phép

• Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

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

{

[𝜎_𝐻] = ^𝜎<small>𝐻 𝑙𝑖𝑚</small>⁰

<small>𝑆</small>_𝐻 . 𝑍_𝑅𝑍_𝑣𝐾_𝑥𝐻𝐾_𝐻𝐿 [𝜎_𝐹] = ^𝜎<small>𝐹 𝑙𝑖𝑚</small>⁰

𝜎_{𝐻 𝑙𝑖𝑚}⁰ , 𝜎_{𝐹 𝑙𝑖𝑚}⁰ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

𝜎_{𝐻 lim}⁰ = 2.HB + 70 𝜎_{𝐹𝑙𝑖𝑚}⁰ = 1,8.HB

+ Bánh chủ động {^𝜎^{𝐻 𝑙𝑖𝑚}<small>1</small>

<small>0</small> = 2. 𝐻𝐵₁ + 70 = 2.220 + 70 = 510 (𝑀𝑃𝑎)𝜎_{𝐹 𝑙𝑖𝑚}⁰ ₁ = 1,8 𝐻𝐵₁ = 1,8.220 = 396 (𝑀𝑃𝑎) + Bánh bị động

{^𝜎^{𝐻 𝑙𝑖𝑚}<small>2</small>

<small>0</small> = 2. 𝐻𝐵₂+ 70 = 2.210 + 70 = 490 (𝑀𝑃𝑎)𝜎_{𝐹 𝑙𝑖𝑚}⁰ ₂ = 1,8 𝐻𝐵₂ = 1,8.210 = 378 (𝑀𝑃𝑎) + K<small>HL</small> và K<small>FL </small>lần lượt hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng thời gian phục và chế độ tải trọng bộ truyền

K<small>HL</small> = √_𝑁^𝑁^𝐻0

; K<small>FL</small> = √_𝑁^𝑁^𝐹0

<small>𝐹𝐸𝑚𝐹</small>

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

N<small>HE</small> và N<small>FE</small> số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh

→ N<small>HE</small> = N<small>FE</small> = 60.c.n.𝑡_𝛴 Trong đó

c=1 số lần ăn khớp trong 1 vòng quay n số vòng quay bánh răng trong một phút 𝑡_𝛴- tổng số giờ làm việc của bánh răng

{^𝑁^𝐻𝐸¹ ^{= 𝑁}^𝐹𝐸¹ ^{= 60. 𝑐. 𝑛}¹^{. 𝑙}^ℎ ^{= 60.1.535,85.17000 = 546,567. 10}<small>6</small>.𝑁_𝐻𝐸₂ = 𝑁_𝐹𝐸₂ = 60. 𝑐.^𝑛<small>1</small>

<small>5</small> . 𝑙ℎ = 60.1.^535,85

<small>4</small> . 17000 = 136,641. 10⁶ N_HE₁ > N_H0₁ → lấy N_HE₁ = N_H0₁ → K_KL₁ = 1

N_HE₂ > N_H0₂ → lấy N_HE₂ = N_H0₂ → K_KL₂ = 1 N_FE₁ > N_F0₁ → lấy N_FE₁ = N_F0₁ → K_FL₁ = 1 N_FE₁ > N_F0₂ → lấy N_FE₂ = N_F0₂ → K_FL₂ = 1



[𝜎_𝐻₁] = ^𝜎^{𝐻 𝑙𝑖𝑚1}

<small>𝑆</small>_𝐻1 . 𝑍_𝑅𝑍_𝑣𝐾_𝑥𝐻𝐾_𝐻𝐿₁ =⁵¹⁰

<small>1,1</small> . 1.1 = 463,636 (𝑀𝑃𝑎)[𝜎_𝐻₂] = ^𝜎^{𝐻 𝑙𝑖𝑚2}

<small>𝑆</small>_𝐻2 . 𝑍_𝑅𝑍_𝑣𝐾_𝑥𝐻𝐾_𝐻𝐿₂ =⁴⁹⁰

<small>1,1</small> . 1.1 = 445,455 (𝑀𝑃𝑎)

<small>𝑆</small>_𝐹2 . 𝑌_𝑅𝑌_𝑠𝐾_𝑥𝐹𝐾_𝐹𝑐𝐾_𝐹𝐿₂ = ³⁷⁸

<small>1,75</small>. 1.1 = 216 (𝑀𝑃𝑎) Do bộ truyền bánh răng trụ nghiêng

→ 𝜎_𝐻 = ^[𝜎^𝐻1^{]+ [𝜎}^𝐻2^]

<small>2</small> = ^{463,636+445,455}

<small>2</small> = 454,546 (MPa) • Ứng suất cho phép khi quá tải do HB< 350

+ [𝜎_𝐻]<small>max</small> = 2,8.max(𝜎_𝑐ℎ₁, 𝜎_𝑐ℎ₂) = 2,8.450 = 1260 (MPa) + [𝜎_𝐹₁]<small>max</small> = 0,8𝜎_𝑐ℎ₁ = 0,8.450 = 360 (MPa)

+ [𝜎_𝐹₂]<small>max</small> = 0,8𝜎_𝑐ℎ₂ = 0,8.450 = 360 (MPa) C.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục

a<small>w</small> = K<small>a</small>.(u+1).√ ^𝑇¹^𝐾^𝐻𝛽<small>[𝜎</small>_𝐻<small>]</small>²<small>.𝑢.𝛹</small>_𝑏𝑎

, với

Trong đó K<small>a</small> hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng.

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

Tra bảng B^6.5

<small>96</small>[1] → K<small>a</small> = 43(MPa)^1/3

T<small>1</small>- momen xoắn trên trục chủ động: T<small>1</small> = 35216,57 (MPa) [σ<small>H</small>]- ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ<small>H</small>] = 454,546 (MPa) u tỉ số truyền: u = 4

+ 𝛹_𝑏𝑎, 𝛹_𝑏𝑑 hệ số chiều rộng vành răng Tra bảng B^6.6

<small>97</small> với bộ truyền HB< 350, chọn 𝛹_𝑏𝑎 = 0,45 𝛹_𝑏𝑑 =0,5. 𝛹_𝑏𝑎.(u+1) = 0,5.0,45.(4+1) = 1,125

Tra bảng B^6.7

<small>98</small> với 𝛹_𝑏𝑑 = 1,125 và sơ đồ vị trí 6 {^K^Hβ ^{= 1,055}

𝐾_𝐹𝛽 = 1,125^{lấy theo nội tuyến tính}→ a<small>w</small> = K<small>a</small>.(u+1).√ ^𝑇¹^𝐾^𝐻𝛽

= 43.(4+1). √^{35216,57.1,055}<small>454,5462.4.0,45</small>

= 99,76(mm) Chọn a<small>w</small> = 100 mm

C.4. Xác định các thông số ăn khớp

a. Mođun pháp : m = (0,01÷0,02)a<small>w</small>= (0,01÷0,02).100 = 1÷2 (mm) Tra bảng B^6.8

<small>99</small> chọn m theo tiêu chuẩn m= 2 (mm) b. Xác định số răng

Chọn sơ bộ β=14˚ → {^𝑧<small>1</small> = ^2.𝑎^𝑤^{.𝑐𝑜𝑠𝛽}

<small>𝑚(𝑢+1)</small> = ^{2.100.𝑐𝑜𝑠14˚}

<small>2.(4+1)</small> = 19,406𝑧₂ = 𝑧₁. 𝑢 = 19,406.4 = 77,624 Chọn {^𝑧<small>1</small> = 19

𝑧₂ = 77

+ Tỉ số truyền thực tế: u<small>tt</small> = ^𝑧²<small>𝑧</small>₁ =⁷⁷

<small>19</small> = 4,052 + Sai lệch tỉ số truyền:

∆<small>u</small> = |^𝑢<small>𝑡𝑡 –𝑢</small>

<small>𝑢</small> |.100% = |^{4,052 –4}

<small>4</small> |.100% = 1,3 % < 4%→ thỏa mãn c. Xác định góc nghiêng răng trên trục:

cosβ = ^𝑚.(𝑧<small>1+ 𝑧</small>₂<small>) </small>

<small>2𝑎</small>_𝑤 = ^𝑚.(19+77)

<small>2.100</small> = 0,96 → β = 16,26˚ thỏa mãn β = 8<small>0</small>÷20<small>0 </small>

d. Xác định góc ăn khớp α<small>tw</small> bánh răng nghiêng α<small>t</small> = α<small>tw</small> = arctan(^{𝑡𝑎𝑛𝛼}

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

β<small>b</small> = arctan(cos𝛼_𝑡. 𝑡𝑎𝑛𝛽) = arctan(cos20,76˚. 𝑡𝑎𝑛16,26˚) = 15,25˚ C.5. Xác định các hệ số và thông số động học

v = ^𝜋.𝑑^𝑤1^𝑛¹

<small>60000</small> = 𝜋.^39,59.535,85

<small>60000</small> = 1,11 (m/s) Tra bảng B^6.13

<small>106</small> với bánh răng trụ nghiêng và v = 1,11 m/s chọn cấp chính xác của bộ truyền là CCX = 9

Tra phụ lục PL^2.3

<small>250</small> với: CCX = 9 HB < 350

Bánh răng nghiêng v = 1,11 (m/s) → {^𝐾<small>𝐻𝑣</small> = 1,012

𝐾_𝐹𝑣 = 1,043^{( Hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp)}+ Từ thông tin trang 91, 92

R<small>a</small> = 1,25÷0,63 (μm) → Z<small>R</small> = 1 v = 1.11 (m/s) < 5 m/s → Z<small>v</small>= 1 d<small>a </small>≈ d<small>w2</small> = 160,41 mm < 700 mm d<small>a </small>đường kính vịng đỉnh bánh răng → K<small>xH</small> = 1

+ Chọn Y<small>R </small>= 1 Y<small>R</small> là hệ số ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng Y<small>S</small> = 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,0318

Do d<small>a2 </small>≈ d<small>w2</small> = 160,41 (mm) < 400 (mm) → K<small>xF</small> =1

+ K<small>HV</small>, K<small>HV </small> lần lượt hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp về ứng suất tiếp xúc và uốn

{^𝐾_𝐾^𝐻𝑣 ^{= 1,012}<small>𝐹𝑣</small> = 1,043

+ Hệ số tập trung tải trọng: {^𝐾^𝐻𝛽 ^{= 1,055}𝐾_𝐹𝛽 = 1,125

+ K<small>Hα</small>, K<small>Fα</small> Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đơi răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn

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

Tra bảng B^6.14

<small>107</small> với {^{𝑣 = 1,11}

𝐶𝐶𝑋 = 9 ^{ta được {}

𝐾_𝐻𝛼 = 1.13𝐾_𝐹𝛼 = 1.37C.6. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

a. Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc σ<small>H</small> = Z<small>M</small>.Z<small>H</small>.Z<small>ε</small>.√^2.𝑇¹^𝐾^𝐻^(𝑢^𝑡⁺¹⁾

<small>𝑧</small>₁+ ¹

<small>𝑧</small>₂) ).cosβ → ε<small>α</small> = (1,88 – 3,2 (¹

<small>19</small>+ ¹

<small>77</small>) ).cos16,26<small>0</small> = 1,603 - Hệ số trùng khớp dọc

Trong đó bw chiều rộng vành răng bw = 𝛹_𝑏𝑎𝑎_𝑤= 0,45.100 = 45

ε<small>β</small> = ^𝑏^𝑤^{.𝑠𝑖𝑛𝛽}

<small>𝑚.𝜋</small> =^{45.𝑠𝑖𝑛16,26}

<small>2.𝜋</small> = 2,005 > 1 → Z<small>ε</small> = √_𝑍¹

<small>𝜀</small> = √_1,603¹ = 0,789 - K<small>H</small> hệ số tải trọng khi tiếp xúc

K<small>H</small> = K<small>Hα</small>.K<small>Hβ</small>K<small>Hv</small> = 1,13.1,055.1,012 = 1,206 - Chiều rộng vành răng

b<small>w</small> = 𝛹_𝑏𝑎𝑎_𝑤 = 0,4.140 = 56 (mm) → σ<small>H</small> = Z<small>M</small>.Z<small>H</small>.Z<small>ε</small>.√^2.𝑇_𝑏¹^𝐾^𝐻^(𝑢^𝑡⁺¹⁾

<small>𝑤𝑢</small>_𝑡<small>𝑑</small>_𝑤1²

→ σ<small>H</small> = 274.1,706.0,789.√^{2.35216,57.1,206.(4,052+1)}

<small>45.4,052.39,592</small> = 451,93 σ<small>H</small> < [σ<small>H</small>]^’= 454,546 (MPa)

b. Kiểm nghiệm về độ bền uốn

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

𝜎_𝐹1 = ^2𝑇¹^{. 𝐾}^𝐹^{. 𝑌}^𝜀^𝑌^𝛽^𝑌^𝐹1

𝑏_𝑤. 𝑑_𝑤1. 𝑚 ^{< [𝜎}^𝐹1] 𝜎_𝐹2 = ^𝜎^𝐹1^𝑌^𝐹2

𝑌_𝐹1 ^{< [𝜎}^𝐹2^]

- [𝜎_𝐹1], [𝜎_𝐹2] lần lượt ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động

{[𝜎_𝐹1] = 226,286 (𝑀𝑃𝑎)[𝜎_𝐹2] = 216 (𝑀𝑃𝑎)- K<small>F </small> hệ số tải trọng khi tính về uốn

- K<small>F</small> = K<small>Fα</small>.K<small>Fβ</small>.K<small>Fv</small> = 1,37.1,125.1,03 = 1,608 - Y<small>ε</small> hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Y<small>ε</small> = ¹<small>𝜀</small>_𝛼 = ¹

<small>𝑐𝑜𝑠3𝛽</small> = ⁷⁷

<small>𝑐𝑜𝑠316,26</small>= 87,03 Tra bảng B^6.18

<small>109</small> với {

<small> </small>

ta được {^𝑌_𝑌^𝐹1 ^{= 4,08}<small>𝐹2</small> = 3,61Thay số vào ta được:

𝜎_𝐹1 = ^2𝑇¹^.𝐾^𝐹^.𝑌^𝜀^𝑌^𝛽^𝑌^𝐹1

<small>𝑏</small>_𝑤<small>.𝑑</small>_𝑤1<small>.𝑚</small> = ^{2.35216,57.1,608.0,624.0,884.4,08}

<small>45.39,59.2</small> = 71,54 (𝑀𝑃𝑎) < [𝜎_𝐹1] = 226,286𝜎_𝐹2 = ^𝜎^𝐹1^𝑌^𝐹2

<small>𝑌</small>_𝐹1 = ^71,54.3,61

<small>4,08</small> = 63,30 (𝑀𝑃𝑎) < [𝜎_𝐹2] = 216

C.7. Một số thơng số hình học của cặp bánh răng • Đường kính vịng chia

𝑑₁ = ^𝑚.𝑍¹

<small>𝑐𝑜𝑠𝛽</small> = ^2.19

<small>𝑐𝑜𝑠16,26</small> = 39,583 (𝑚𝑚) 𝑑₂ = ^𝑚.𝑍²

<small>𝑐𝑜𝑠𝛽</small> = ^2.77

<small>𝑐𝑜𝑠16,26</small> = 160,416 (𝑚𝑚)• Khoảng cách trục chia

a = 0,5.(d<small>1 </small>+ d<small>2</small>) = 100 (mm) • Đường kính đỉnh răng

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

{^𝑑^𝑎1 ^{= 𝑑}¹^{+ 2. 𝑚 = 39,583 + 2.2 = 43,583 (𝑚𝑚)}𝑑_𝑎2 = 𝑑₂+ 2. 𝑚 = 160,416 + 2.2 = 164,416 (𝑚𝑚)• Đường kính đáy răng

{ ^𝑑^𝑓1 ^{= 𝑑}¹^{– 2,5. 𝑚 = 39,583 – 2,5.2 = 34,583 (𝑚𝑚)}𝑑_𝑓2 = 𝑑₂– 2,5. 𝑚 = 160,416 – 2,5.2 = 155,416 (𝑚𝑚) • Đường kính vịng cơ sở:

{^𝑑^𝑏1 ^{= 𝑑}¹^{. 𝑐𝑜𝑠𝛼 = 39,583. 𝑐𝑜𝑠20˚ = 37,196 (𝑚𝑚)}𝑑_𝑏2 = 𝑑₂. 𝑐𝑜𝑠𝛼 = 160,416. 𝑐𝑜𝑠20˚ = 150,742 (𝑚𝑚) C.8. Bảng tổng kết các thông số của bánh răng

P<small>I</small> = 1,976 (kw)

T<small>I </small>= 35216,57 (N.mm) n<small>I</small> = 535,85 (vòng/phút) u = u<small>tt </small>= 4,052

L<small>h</small> = 17000 (h)

<i><b><small>Thông số Ký hiệu Đơn vị Kết quả tính tốn </small></b></i>

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

<b>D. Tính thiết kế trục </b>

<i><b> I. Tính chọn khớp nối</b></i>

Thơng số đầu vào: T=T<small>II</small> = 135308,30 (Nmm)

1. Chọn khớp nối sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục điều kiện

{^𝑇^𝑡 ^{≤ 𝑇}^𝑘𝑛<small>.</small>𝑑_𝑡 ≤ 𝑑_𝑘𝑛^.+ Tra bảng B^16.1

<small>58</small> với hệ dẫn động băng tải k = 1,2÷1,5 chọn k = 1,3

T<small>t</small> = k.T<small>II</small> = 1,3.135308,30 = 175900,79 (Nmm) + Tra bảng B^16.10𝑎

<small>68</small> {^𝑇^𝑡 ^{≤ 𝑇}^𝑘𝑛

<small>.</small>𝑑_𝑡 ≤ 𝑑_𝑘𝑛^.

→ T<small>kn</small> = 250 (Nm); d<small>kn</small> = 40 (mm); Z = 6; D<small>0 </small>= 105 (mm); l = 110 (mm) • Tra bảng B^16.10𝑏

<small>69</small> với 𝑇_𝑘𝑛^. = 250 (N.m) Kích thước cơ bản vịng đàn hồi

l<small>1</small> = 34 (mm) l<small>2</small> = 28 (mm) d<small>c</small> =14 (mm)

• Kiểm nghiệm khớp nối

a. Kiểm nghiệm sức bền dập vòng đàn hồi 𝜎_𝑑 = ^2.𝑘𝑇<small>𝐼𝐼</small>

b. Điều kiện sức bền của chốt 𝜎_𝑢 = ^𝑘𝑇^𝐼𝐼^𝑙⁰

<small>𝑜,1.𝑑</small>_𝑐³<small>𝐷</small>_𝑜<small>.𝑧 </small> ≤ [𝜎_𝑢]

[𝜎_𝑢] = 60÷80 (MPa) chọn [𝜎_𝑢] = 70 (MPa) 𝜎_𝑢 = ^{1,3.135308,3.34}

<small>0,1.14</small>_.<small>3105.6 </small> = 34,60 < [𝜎_𝑢] • Lực tác dụng lên trục

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

1.Sơ đồ phân bố

Ft2 ^Fr2Fa1

2. Xác định các giá trị của các lực tác dụng lên trục và bánh răng + Lực tác dụng của khớp nối lên trục F<small>kn</small> = 0,2.F<small>t</small> = 515,46 (N)

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

<b> F</b><small>đ</small> = F<small>r </small>= 500,44 (N)

<b>+ Lực từ bánh đai tác dụng lên trục F</b><small>đ</small> = F<small>r </small>= 500,44 (N) + Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng F<small>t1</small>= F<small>t2 </small>=^2.𝑇¹

+ d<small>sb1</small>≥ √ ^𝑇<small>𝐼</small>

= √^35216,57<small>0,2.15</small>

= 22,73 (mm) → chọn d<small>1</small>= 25 (mm)

+ d<small>sb2</small>≥ √³ _0,2.[𝜏2]^𝑇^𝐼𝐼 = √^135308,30<small>0,2.20</small>

= 32,34 (mm) → chọn d<small>2 </small>= 35 (mm)

- k<small>1</small> là khoảng cách từ mặt chi tiết quay đến thành trong của hộp k<small>1</small>=8÷15 chọn k<small>1</small>= 15

- k<small>2 </small>là khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp k<small>2</small>= 5÷15 chọn k<small>2</small>= 5

+ Khoảng cách từ gối đỡ A đến thiết diện đai D l<small>m12 </small>= (1,2÷1,5).d<small>1 </small>= 30÷35,5 chọn l<small>m12</small>= 35 (mm)

l<small>c12</small>= 0.5.(l<small>m12</small>+b<small>01</small>)+k<small>3</small>+k<small>n </small>=0,5.(35 + 17) + 20 + 20 = 66 (mm) - l<small>c12</small> là khoảng công xôn trên trục thứ 1 tính từ chiều dài

mayo chi tiết quay thứ 2 ổ ngoài hộp giảm tốc đến gốc đỡ

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

- l<small>m12 </small>là chiều dài mayo chi tiết quay thứ 2 lên trục 1

- k<small>3</small> là khoảng cách từ mặt mút chi tiết đến nắp ổ k<small>3</small>= 10÷20 - k<small>n</small> là chiều cao nắp ổ và đầu bu lơng k<small>n</small>= 15÷20

chọn {^𝑘<small>3 </small> = 20𝑘_𝑛 = 20

+ Khoảng cách từ gối đỡ A đến gối đỡ B l<small>11</small>= 2.l<small>13</small>= 2.46= 92 (mm)

• Trục II là chiều dài mayo bánh răng d<small>2</small>= 35 (mm), b<small>02</small>=21 (mm) + Khoảng cách từ gối đỡ B^’ đến thiết diện bánh răng C^’

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

l<small>m23</small>= (1,2÷1,5).d<small>2</small> = 42÷52,5 → chọn l<small>m23</small>= 45 (mm)

→ l<small>23</small>= 0,5.(l<small>m23</small> + b<small>02</small>) + k<small>1</small> + k<small>2</small>= 0,5.(45+21)+ 15+ 5= 53 (mm) Trong đó

- k<small>1</small> là khoảng cách từ mặt chi tiết quay đến thành trong của hộp k<small>1</small>=8÷15 chọn k<small>1</small>= 15

- k<small>2 </small>là khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp k<small>2</small>= 5÷15 chọn k<small>2</small>= 5

+ Khoảng cách từ gối đỡ B^’ đến trục đàn hồi D^’

l<small>c22</small>= 0.5.(l<small>kn</small>+b<small>02</small>)+k<small>3</small>+k<small>n </small>=0,5.(59 + 21) + 15 + 15 = 70 (mm) chọn {^𝑘<small>3 </small> = 15

𝑘_𝑛 = 15

l<small>kn</small>= (1,4÷2,5).d<small>2</small> = (1,4÷2,5).35 = 49÷87,5 (mm) → chon l<small>kn</small>=59 (mm)

+ Khoảng cách từ gối đỡ A<small>’</small> đến gối đỡ B^’ l<small>21</small>= 2.l<small>23</small>= 106 (mm)

<b>IV. Trục I tính theo chi tiết </b>

IV.1. Xác định phản lực tại 2 ổ

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

<b> + các phương trình cân bằng: </b>

𝛴𝐹

_𝑥

= – 𝐹

_𝑡1

+ 𝐹

_𝑥𝐵

+ 𝐹

_𝑥𝐴

= 0 (1) 𝛴𝑀

_{𝑥𝑧(𝐵)}^.

= −𝐹

_𝑥𝐴

. 𝑙

₁₁

+ 𝐹

_𝑡1

. 𝑙

₁₃

= 0 (2) 𝛴𝐹

_𝑦

= – 𝐹

_𝑟1

+ 𝐹

_𝑦𝐵

– 𝐹

_𝑦𝐴

− 𝐹

_đ

= 0 (3) 𝛴𝑀

_{𝑦𝑧(𝐵)}^.

= 𝐹

_𝑟1

. 𝑙

₁₃

+ 𝐹

_𝑦𝐴

. 𝑙

₁₁

− 𝐹

_𝑎1

.^𝑑

^𝑤1

2^{+ 𝐹}

<small>đ</small>

. (𝑙

₁₁

+𝑙

₁₂

) = 0 (4)

𝛴𝐹

_𝑥

= −1779,06 + 𝐹

_𝑥𝐵

+ 𝐹

_𝑥𝐴

= 0 (1) 𝛴𝑀

_{𝑥𝑧(𝐵)}^.

= −𝐹

_𝑥𝐴

. 92 + 1779,06.46 = 0 (2)

𝛴𝐹

_𝑦

= −702,47 + 𝐹

_𝑦𝐵

– 𝐹

_𝑦𝐴

− 500,44 = 0 (3)

𝛴𝑀

_{𝑦𝑧(𝐵)}^.

= 702,47.46 + 𝐹

_𝑦𝐴

. 92 − 518,89.^39,59₂+ 500,44. (92 + 66) = 0 → F

<small>xA</small>

= 889,53 (𝑁)

→ F

<small>xB</small>

= 1779,06 – 889,53 = 889,53 (N) → F

<small>yA</small>

= -1099

→ F<small>yB </small>= 500,44+ 702,47 -1099= 103,91 (N) Trong đó

l<small>12</small> = 66 (mm) l<small>13</small> = 46 (mm) l<small>11</small> = 92 (mm) F<small>đ </small>= 500,44 (N) F<small>r1 </small>= 702,47 (N) F<small>a1 </small>= 518,89 (N) F<small>t1 </small>= 1779,06 (N)

</div>