báo cáo đồ án cơ sở thiết kế máy thiết kế trạm dẫn động băng tải

Các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng .... Thiết kế bộ truyền đai Ta chọn đai thang vì nó tăng khả năng tải của bộ truyền đai nhờ vào tăng hệ số ma sát giữa đai và bánh đai

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CẦN THƠ

KHOA CÔNG NGHỆ

BỘ MÔN KỸ THUẬT CƠ KHÍ

- -

BÁO CÁO ĐỒ ÁN

CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

SVTH: Lê Hoàng Khôi – i –

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CẦN THƠ CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM

KHOA CÔNG NGHỆ Độc Lập – Tự Do – Hạnh Phúc

BỘ MÔN: KỸ THUẬT CƠ KHÍ

******** NHẬN XÉT VÀ ĐÁNH GIÁ CỦA CÁN BỘ CHẤM PHẢN BIỆN 1 Cán bộ chấm phản biện: 2 Đề tài: Thiết kế Trạm dẫn động băng tải 3 Sinh viên thực hiện: Lê Hoàng Khôi MSSV: B1803521 Lê Văn Thạnh MSSV: B1803577 4 Ngành: Kỹ thuật cơ khí K44 5 Nội dung nhận xét: a Nhận xét về hình thức của tập thuyết minh:

b Nhận xét về bản vẽ (nếu có):

c Nhận xét về nội dung luận văn (đề nghị ghi chi tiết và đầy đủ): * Các nội dung và công việc đã đạt được (so sánh với đề cương của đồ án):

* Những vấn đề còn hạn chế:

SVTH: Lê Hoàng Khôi – ii –

d Nhận xét đối từng sinh viên tham gia thực hiện đề tài (ghi rõ từng nội dung chính do sinh viên nào chịu trách nhiệm thực hiện nếu có):

e Kết luận và đề nghị:

6 Điểm đánh giá (cho từng sinh viên):

Cần Thơ, ngày…… tháng………năm 2021

Cán bộ chấm phản biện

(Ký và ghi rõ họ tên)

SVTH: Lê Hoàng Khôi – i –

Đồng cảm ơn đến các tác giả trong các quyển sách báo, internet, anh chị đi trước

đã tìm tòi, nghiên cứu đúc kết kinh nghiệm làm tài liệu để em có thể tham khảo trong quá trình thực hiện đồ án

Sau cùng tôi xin cảm ơn các bạn nghành Cơ khí, khoa Công nghệ, trường Đại học Cần Thơ đã tận tình giúp đỡ, chia sẽ kiến thức cho tôi thực hiện đồ án này

Cần Thơ, ngày tháng năm 2021

Sinh viên thực hiện Sinh viên thực hiện

(Ký và ghi rõ họ tên) (Ký và ghi rõ họ tên)

SVTH: Lê Hoàng Khôi – ii –

TÓM TẮT

NHIỆM VỤ

ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

Mã đề: 7.1.6

Họ và tên sinh viên: Lê Hoàng Khôi MSSV: B1803521 Lớp: TN1893A2

Lê Văn Thạnh MSSV: B1803577 Lớp: TN1893A2

1) Đầu đề thiết kế: Trạm dẫn động

băng tải

2) Các số liệu tính toán:

- Lực vòng trên băng tải (N): P = 7440

- Vận tốc trên băng tải (m/s): V = 0,67

- Đường kính tang (mm): D = 350

- Thời gian sử dụng (năm): t = 5

- Chiều rộng băng tải (mm): B = 400

3) Khối lượng công việc:

- Thuyết minh tính toán

- Ngày giao đề tài: tuần 01

- Ngày nộp đề tài: tuần 15

1 6 1 t (h)

Đồ thị đặc tính tải trọng

Cán bộ phụ trách Phạm Quốc Liệt

M(Nmm)

0,8M

SVTH: Lê Hoàng Khôi – iii –

MỤC LỤC

LỜI CẢM ƠN i

MỤC LỤC iii

DANH MỤC HÌNH iv

DANH MỤC BẢNG v

CHƯƠNG I 1

TÍNH TOÁN PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN VÀ LỰA CHỌN ĐỘNG CƠ 1

1.1 Chọn công suất cần thiết của động cơ 1

1.2 Chọn số vòng quay sơ bộ 2

1.3 Chọn động cơ điện 2

1.4 Phân phối tỷ số truyền 2

1.5 Tính công suất trên các trục 3

1.6 Tốc độ quay trên các trục 3

1.7 Momen xoắn trên các trục 3

1.8 Kết quả tính toán 4

CHƯƠNG II 5

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI 5

2.1 Thiết kế bộ truyền đai 5

2.2 Thiết kế bộ truyền xích 10

CHƯƠNG III 14

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG 14

3.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm 14

3.2 Thiết kế bộ truyền răng trụ răng nghiêng cấp nhanh 21

CHƯƠNG IV 31

THIẾT KẾ TRỤC, THIẾT KẾ THEN, CHỌN Ổ 31

4.1 Thiết kế trục 31

4.2 Chọn ổ lăn 55

CHƯƠNG V 61

THIẾT KẾ VÀ CHỌN VỎ HỘP, CHỌN CÁC CHI TIẾT PHỤ, BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP 61

5.1 Thiết kế và chọn vỏ hộp 61

5.2 Chọn các chi tiết phụ 63

5.3 Bảng dung sai lắp ghép 68

CHƯƠNG VI 72

KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ 72

6.1 Kết luận 72

6.2 Kiến nghị 72

TÀI LIỆU THAM KHẢO 73

SVTH: Lê Hoàng Khôi – iv –

DANH MỤC HÌNH

Hình 2.1: Chọn đai theo số vòng quay bánh nhỏ và công suất cần truyền 5

Hình 4.1: Phác thảo hộp giảm tốc 33

Hình 4.2: Phân Tích Lực 35

Hình 4.3: Biểu đồ nội lực và kết cấu sơ bộ trục I 38

Hình 4.4: Biểu đồ nội lực và kết cấu sơ bộ trục II 42

Hình 4.5: Biểu đồ nội lực và kết cấu sơ bộ trục III 45

Hình 4.6: Sơ đồ chọn ổ trục I 57

Hình 4.7: Sơ đồ chọn ổ trục II 58

Hình 4.8: Sơ đồ chọn ổ trục III 60

Hình 5.1: Bulông vòng 64

Hình 5.2: Chốt định vị 65

Hình 5.3: Nắp quan sát 65

Hình 5.4: Nút tháo dầu 66

Hình 5.5: Hình dáng và kích thước que thăm dầu 67

SVTH: Lê Hoàng Khôi – v –

DANH MỤC BẢNG

Bảng 1.1: Các thông số cơ bản của động cơ điện 2

Bảng 1.2: Tổng hợp lại các thông số 4

Bảng 2.1: Bảng các thông số đai loại B 6

Bảng 2.2: Bảng tổng hợp thông số đai B 10

Bảng 2.3: Tổng hợp lại các thông số 10

Bảng 3.1: Vật liệu chế tạo bánh răng 15

Bảng 3.2 Các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 21

Bảng 3.2: Vật liệu chế tạo bánh răng 22

Bảng 3.4: Các thông số hình học bộ truyền cấp nhanh 30

Bảng 4.1: Tổng hộp lại các thông số ổ lăn 60

Bảng 5.1 Các kích thước cơ bản của vỏ hộp 61

Bảng 5.2 Kích thước bulông vòng 64

Bảng 5.3 Kích thước nắp quan sát 65

Bảng 5.4 Kích thước nút thông hơi 66

Bảng 5.5 Kích thước của nút tháo dầu trụ 66

Bảng 5.6 Kích thước của vòng phớt 67

Bảng 5.7 Kích thước của nắp ổ 67

Bảng 5.8 Dung sai lắp ghép then 69

Bảng 5.9 Dung sai lắp ghép trục 70

Bảng 5.10 Dung sai lắp ghép ổ lăn 71

CHƯƠNG I TÍNH TOÁN PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN VÀ LỰA CHỌN

ĐỘNG CƠ 1.1 Chọn công suất cần thiết của động cơ

Theo tài liệu [2] CT 2.16 ta có:

Nct ≥ Nđt

η

Trong đó:  = đ.x.2

br .ol4

Với đ , x , br , ol tra bảng 2-1 [1] ta được:

đ = 0,95 Hiệu suất bộ truyền đai thang

br = 0,97 Hiệu suất của một cặp bánh răng trụ được che kín

ol = 0,995 Hiệu suất của một cặp ổ lăn

x = 0,92 Hiệu suất bộ truyền xích

Vận tốc (vg/ph) cosϕ TK/Tđn Tmax/Tđn

Moment vô lăng của rôto

GD2, kgm2

Khối lượng động

cơ (kg)

1.4 Phân phối tỷ số truyền

Dựa vào số vòng quay của động cơ điện đã chọn, ta tính tỉ số truyền như sau, theo tài liệu [1] trang 30 ta có :

ix= 2

in ic = ih = ichung

iđ.ix = 39,3871

4 = 9,8468 Với:

in : là tỷ số truyền cấp nhanh ; ic : là tỷ số truyền cấp chậm

ih = in.ic : là tỷ số truyền của các bộ truyền bên trong hộp giảm tốc

Trong hộp giảm tốc đồng trục:

Chọn in= ic=√ih => i𝑐 = in = √9,8468 = 3,138

1.5 Tính công suất trên các trục

Công suất cần thiết trên trục của động cơ trang 48 tài liệu [2]:

𝑖𝑥 = 73,1184

2 = 36,5592 vòng/phút

1.7 Momen xoắn trên các trục

Momen xoắn trên trục được tính theo các CT trang 49 tài liệu [2]

Momen xoắn trên trục động cơ :

Mđc = 9,55.106 .𝑁ct

𝑛đc = 9,55.106 .5,9677

1440 = 39577,4548 Nmm Momen xoắn trên trục I:

M1 = 9,55.106.𝑁1

𝑛1 = 9,55.106.5,6409

720 = 74820,2708 Nmm Momen xoắn trên trục II:

M2 = 9,55.106.𝑁2

𝑛2 = 9,55.106 5,4443

229,4455 = 226603,1149 Nmm Momen xoắn trên trục III:

M3 = 9,55.106 .𝑁3

𝑛3 = 9,55.106 . 5,2546

73,1184 = 686303,7211 Nmm Momen xoắn trên trục tang:

CHƯƠNG II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI 2.1 Thiết kế bộ truyền đai

Ta chọn đai thang vì nó tăng khả năng tải của bộ truyền đai nhờ vào tăng hệ số

ma sát giữa đai và bánh đai, dựa vào điều kiện số vòng quay của bánh đai nhỏ (động cơ điện) và công suất cần truyền ta chọn được loại đai phù hợp là đai thang thường loại B

Hình 2.1: Chọn đai theo số vòng quay bánh nhỏ và công suất cần truyền

Sau khi chọn được loại đai dựa theo số vòng quay bánh nhỏ và công suất cần truyền thì tính các thông số phù hợp với loại đai đã chọn

Bảng 2.1: Bảng các thông số đai loại B

STT

Theo công thức 5.40 [4]: 340,5,5≤480

L = 2120 (mm)

Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng Cr 0,7

Hệ số xét đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng

giữa các dây đai Cz (kiểm nghiệm có thỏa hay không) 0,95

Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài L

t = 20

S = 12,5

⟹ B = 45 (mm) Xác định các đường kính ngoài

dn2 = 410 (mm)

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, dùng xích con lăn

2.2.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền

Theo bảng 5.4[2], với i = 2, chọn số răng đĩa nhỏ z1 = 27,

Do đó số răng đĩa lớn z2 = i.z1 = 2.27 = 54 < Zmax = 120

Theo công thức (5.3) [2], công suất tính toán

Nt = N.k.kz.kn ≤ [N]

Trong đó:

Nt là công suất tính toán

N là công suất cần truyền

[N] là công suất cho phép

Với z = 25; kz= 𝑧01

𝑧1 = 25

27 ≈ 0,93 Hệ số răng đĩa dẫn

kn = n01/n3 = 200/71,6561 = 2,79 (với n01 = 200 vòng/phút theo bảng 5.5 [2]) Theo công thức (5.4) và bảng (5.6) :

kc = 1,25 (bộ truyền làm việc 2 ca) ;

kbt = 1 (môi trường không bụi, chất lượng bôi trơn II - bảng 5.7) ;

Như vậy:

Nt = 5,2546.1,5.0,93.2,79 = 20,45 kW

Theo bảng 5.5[2] với n01 = 200 vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p

= 38,1 mm thỏa mãn điều kiện bền mòn :

Tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) :

F0 = 9,81kfqa = 9,81.4.5,5.1,501 = 323,95 N ; trong đó: kf = 4 (bộ truyền nghiêng

1 góc < 40°) ;

1,2.4272,03+323,95+8,32 = 23,26 ≥ [S]= 8,5 Theo bảng 5.10 [2] với n = 200 vòng/phút, [S] = 8,5

Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

2.2.4 Đường kính đĩa xích

Theo công thức (5.17) [2] và bảng 18.4:

CHƯƠNG III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

Tài liệu tham khảo [1] trang 33-66

3.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm

Thông số ban đầu:

Công suất trên trục II: NII = 5,4443 (k.W)

Momen xoắn trên trục II: MII = 231227,5551 (N.mm)

Số vòng quay trên trục II: nII = 224,8567 (vòng/phút)

Công suất trên trục III: NIII = 5,2546 (k.W)

Momen xoắn trên trục III: MIII = 700309,2549 (N.mm)

Số vòng quay trên trục III: nIII = 71,6561 (vòng/phút)

Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ: ibr = 3,138

Chế độ làm việc: 16 h/ngày, 300 ngày/năm, thời gian làm việc trong 5 năm bộ truyền quay 1 chiều, tải trọng thay đổi theo đồ thị

3.1.1 Chọn vật liệu

Do hộp giảm tốc chịu tải trọng nhỏ và trung bình có thể dùng thép tôi cải thiện (tôi rồi ram ở nhiệt độ cao)

Có thể dùng thép thường hóa hoặc thép đúc dùng để chế tạo bánh răng Độ rắn

bề mặt của răng HB < 350 Với phôi chế tạo bánh răng lớn và nhỏ, ta chọn phôi rèn

Để có thể chạy mòn tốt, ta nên chọn độ rắn của bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng từ (20  50) (HB)

HB1 = HB2 + (20  50) (HB)

Vì số chu kì làm việc của bánh nhỏ nhiều hơn bánh lớn, cho nên bánh răng nhỏ được chế tạo bằng vật liệu tốt hơn Ta có bảng vật liệu làm bánh răng như sau:( bảng 3-

8 [1])

Bảng 3.1: Vật liệu chế tạo bánh răng

kính phôi (mm)

Giới hạn bền kéo  bk

(N/mm 2 )

Giới hạn bền chảy  ch

(N/mm 2 )

Độ rắn (HB)

1 Bánh

nhỏ

45 thường hóa

3.1.2 Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép

3.1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép

Ta có công thức số chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng trong trường hợp bánh răng chịu tải trọng thay đổi: Theo công thức (3-4) [1]

Ntđ = 60u ∑ ( Mi

Mmax)

m

ni TiTrong đó: u – số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng;

Mi – momen xoắn của bánh răng lớn khi làm việc ở chế độ i;

Mmax – momen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (ở đây không tính đến momen xoắn do quá tải trong thời gian ngắn);

ni – số vòng quay trong một phút khi bánh răng làm việc ở chế độ i;

Ti – tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i

m – bậc đường cong mỏi uốn, do đây là thép thường hóa nên ta lấy m  3

Trong đó: [σ]Notx - ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm2) khi bánh răng làm việc lâu dài và được lấy theo (bảng 3 – 9) [1]/43 Ta được [σ]Notx = 2,6HB

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ: [σ]tx1 = 2,6.210.1 = 546 (N/mm2) Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: [σ]tx2 = 2,6.180.1 = 468 (N/mm2) Lấy trị số nhỏ [σ]tx2 = 468 (N/mm2) để tính toán

3.1.2.2 Ứng suất uốn cho phép

Vì bánh răng làm việc một chiều nên ta có: CT (3-6) [1]

[σ]u =σ−1k′N

nKσ

Trong đó: n – hệ số an toàn Vì là phôi rèn: thường hóa nên ta chọn n  1,5

K - hệ số tập trung ứng suất ở chân răng Do là bánh răng bằng thép thường hóa nên ta chọn K  1,8;

3.1.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng A

Do bộ truyền bánh răng trụ chịu tải trong trung bình nên ta có A = (0,30,45)

và ta chọn A = 0,4

3.1.6 Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng

Dựa vào CT (3–17) [1], ta có CT vận tốc vòng của bánh răng trụ:

Ta có: Ψ𝑑 = Ψ𝐴.𝑖±1

2 = 0,4.3,138+1

2 = 0,83 ≈ 0,8 Chọn ổ trục đối xứng sát bánh răng, ta tìm được Kttbảng = 1,05 (bảng 3-12) [1]

Kđ – hệ số tải trọng động, chọn theo cấp chính xác, vận tốc vòng và độ rắn bánh răng

Cấp chính xác 9, độ rắn mặt răng ≤ 350 HB, vận tốc vòng v = (13) m/s

K = 1,49 – hệ số tải trọng;

2) Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn:

σu2 = σu1.y1

y2 = 49,07.

0,4660,517 = 44,23 ≤ [σ]u2 = 71,11(N/mm

2)

3.1.10 Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc và sức bền uốn khi chịu quá tải đột ngột

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: CT (3-43) [1]

Trong đó: ch – giới hạn chảy

Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc: Công thức kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc công thức 3-41 [1]: 𝜎𝑡𝑥𝑞𝑡 =  √𝐾tx qt≤ [𝜎]𝑡𝑥𝑞𝑡

Trong đó: tx - ứng suất uốn

Kqt = Mqt/M = 2,2 – hệ số quá tải thuộc thông số động cơ

[]txqt - ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

Kiểm nghiệm sức bền uốn:

Bánh răng nhỏ: σuqt1 = σu1 Kqt = 49,39.2,2 = 108,66 (N/mm2) ≤ [σ]uqt1Bánh răng lớn: σuqt2 = σu2 Kqt = 44,23.2,2 = 97,31 (N/mm2) ≤ [σ]uqt2

3.1.11 Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

De1 = dc1 + 2m = 108+ 2.3 =114 (mm)

De2 = dc2 + 2m = 339 + 2.3 =345 (mm)

Đường kính vòng chân:

Di1 = dc1 – 2m – 2c = dc1 – 2m – 2.0,25m = dc1 – 2,5m = 108 – 2,5.3 = 100,5 (mm)

Di2 = dc2 – 2m – 2c = dc2 – 2m – 2.0,25m = dc2 – 2,5m = 339 – 2,5.3 = 331,5 (mm)

Khoảng cách trục A = 224 (mm)

Chiều rộng bánh răng: b1 = 93 (mm); b2 = 88 (mm)

3.1.12 Tính lực tác dụng lên trục

Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba thành phần: Lực vòng P, lực hướng tâm Pr và lực dọc trục Pa (đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Pa = 0)

Ta có: Công thức (3-49) [1]

Lực vòng: P1 = P2= 2Mx

d = 2.231227,5551

108 = 4281,99 (N) Lực hướng tâm: Pr1 = Pr2 = P tgα = 4281,99 tg20 = 1558,52 (N)

Bảng 3.2 Các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

3.2 Thiết kế bộ truyền răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

Thông số ban đầu:

Công suất trên trục I: NI = 5,6409 (k.W)

Momen xoắn trên trục I: MI = 76347,2151 (N.mm)

Số vòng quay trên trục I: nI = 705,6 (vòng/phút)

Công suất trên trục II: NII = 5,4443 (k.W)

Momen xoắn trên trục II: MII = 231227,5551 (N.mm)

Số vòng quay trên trục II: nII = 224,8567 (vòng/phút)

Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ: ibr = 3,138

Chế độ làm việc: 16 h/ngày, 300 ngày/năm, thời gian làm việc trong 5 năm bộ truyền quay 1 chiều, tải trọng thay đổi theo đồ thị

3.2.1 Chọn vật liệu

Do hộp giảm tốc chịu tải trọng nhỏ và trung bình có thể dùng thép tôi cải thiện (tôi rồi ram ở nhiệt độ cao)

Có thể dùng thép thường hóa hoặc thép đúc dùng để chế tạo bánh răng Độ rắn

bề mặt của răng HB < 350 Với phôi chế tạo bánh răng lớn và nhỏ, ta chọn phôi rèn

Để có thể chạy mòn tốt, ta nên chọn độ rắn của bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng từ 20  50 (HB)

Giới hạn bền kéo

bk

(N/mm 2 )

Giới hạn bền chảy

3.2.2 Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép

3.2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép

Ta có công thức số chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng trong trường hợp bánh răng chịu tải trọng thay đổi: Theo công thức (3-4) [1]

Ntđ = 60u ∑ ( Mi

Mmax)

3

ni TiTrong đó: u – số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng;

Mi – momen xoắn của bánh răng lớn khi làm việc ở chế độ i; Mmax – momen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (ở đây không tính đến momen xoắn do quá tải trong thời gian ngắn);

ni – số vòng trong một phút khi bánh răng làm việc ở chế độ i;

Ti – tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i;

3.2.2.2 Ứng suất uốn cho phép

Răng làm việc hai mặt (răng chịu ứng suất thay đổi đổi chiều), nên theo công thức (3-6) [1] ta có:

[σ]u =σ−1k′′N

nKσTrong đó: n – hệ số an toàn Vì là phôi rèn: thường hóa nên ta chọn n  1,5

K - hệ số tập trung ứng suất ở chân răng Do là bánh răng bằng thép thường hóa nên ta chọn K  1,8;

k′′N – hệ số chu kì;

σ−1 – giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng Do bánh răng làm bằng thép nên

σ−1 = (0,4 ÷ 0,45)σbk

𝜎𝐵𝐾: giới hạn bền kéo của một số loại thép cho trong bảng 3-8 [1] ta được 𝜎𝐵𝐾=

580 (N/mm2) đối với bánh nhỏ và 𝜎𝐵𝐾 = 480 (N/mm2) đối với bánh lớn

K’’N = √𝑁𝑁𝑜

tđ 𝑚

- NO: là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn, có thể lấy No ≈ 5.106

- Ntd: số chu kỳ tương đương khi tải trọng thay đổi và Ntd = 60.u.∑ ( 𝑀𝑖

3.2.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng A

Do bộ truyền bánh răng trụ chịu tải trong trung bình nên ta có A = (0,30,45) và

ta chọn A = 0,3

Dùng các công thức trong bảng 3-10 [1] để tính khoảng cách trục A

Ta chọn bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên theo công thức 3-10 [1]

A ≥ ( i±1 ) √(1,05.106

[𝜎]tx.𝑖 )2 KN

𝜓𝐴θ'n2

3

Với ứng suất tiếp xúc cho phép:

[𝜎]𝑡𝑥= 2,6.HB = 2,6.180 = 468 (N/mm2) lấy của bánh lớn, [𝜎]𝑡𝑥của bánh lớn nhỏ hơn [𝜎]𝑡𝑥của bánh nhỏ nên nếu thỏa của bánh lớn thì chấp nhận

i = 3,138

3.2.5 Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng

Ta có công thức vận tốc vòng của bánh răng trụ:

Kđ – hệ số tải trọng động, giải sử b > 2,5.𝑚𝑛

𝑆𝑖𝑛𝛽

Tra bảng 3-14 [1] tìm được Kđ = 1,2

=> K = 1,015.1,2 = 1,218

𝑆𝑖𝑛 13 0 84 ′ = 26,13 (mm) (thỏa điều kiện)

3.2.8 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Để kiểm nghiệm ứng suất uốn sinh ra trong chân răng, ta tính theo công thức

3-34 [1]:

σu =19,1 10

6KN

y𝑚𝑛2Znbθ′′ ≤ [σ]uTrong đó:

- 𝜎𝑢: là ứng suất uốn sinh ra tại chân răng (N/mm2)

- y: là hệ số dạng răng được chọn theo số răng tương đương Ztđ của mỗi bánh răng theo bảng 3-18 [1]

Đối với bánh răng trụ răng nghiêng Ztđ = 𝑍

𝑐𝑜𝑠( β )2

- θ′′: là hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh

răng nghiêng so với bánh răng thường (1,4 ÷ 1,6) lấy 𝜃′′ = 1,5

Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ :

σu1 = 19,1.10

6 1,218.5,6409 0,482.2,52.44,55.705,6.75,2.1,5= 12,3 (N/mm2) ≤ [σ]u1 = 85,93 (N/mm2)Bánh răng lớn

Ztđ = 𝑍2

𝐶𝑜𝑠𝛽2 = 132

𝐶𝑜𝑠(13084)2 = 140 Tra bảng 3-18 [1]: y2 = 0,517 (𝜉 = 0)

2) ≤ [σ]u2 = 71,11 (N/mm2)

3.2.9 Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc và sức bền uốn khi chịu quá tải đột ngột

Trường hợp bánh răng chịu quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy, v.v…) với hệ

số quá tải 𝐾𝑞𝑡 = 2,2

3.2.9.1 Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc

Công thức kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc công thức 3-41 [1]:

𝜎𝑡𝑥𝑞𝑡 = 𝜎𝑡𝑥√𝐾qt≤ [𝜎]𝑡𝑥𝑞𝑡

Trong đó:

- 𝜎𝑡𝑥: ứng suất tiếp xúc

- [𝜎]𝑡𝑥𝑞𝑡: ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

Ứng suất tiếp xúc tính theo công thức 3-14 [1]:

Đối với bánh răng nhỏ:

Suy ra: 218,92.√2,2 = 324,71 (N/mm2) ≤ 1170 (N/mm2) (thỏa mãn điều kiện)

3.2.9.2 Kiểm nghiệm sức bền uốn

Công thức kiểm nghiệm ứng suất uốn công thức 3-42 [1]:

𝜎𝑢1= 19,1.10

6 𝐾.𝑁𝑑

𝑦1𝑚𝑛2𝑍𝑛𝑏𝑛.𝑏.𝜃″ = 19,1.10

6 1,218.5,6409 0,482.2,52.44,55.705,6.75,2.1,5= 12,3 (N/mm2) Đối với bánh răng lớn tính theo công thức 3-40 [1]:

𝜎𝑢2 = 𝜎𝑢1 𝑦1

𝑦2 = 12,3.0,482

0,517 = 11,47 (N/mm2) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải tính theo công thức 3-46 [1]:

Đối với bánh răng nhỏ:

[𝜎]𝑢𝑞𝑡1= 0,8𝜎𝑐ℎ1= 0,8.350 = 280 (N/mm2)

Đối với bánh răng lớn:

[𝜎]𝑢𝑞𝑡2= 0,8𝜎𝑐ℎ2= 0,8.240 = 192 (N/mm2)

Kiểm nghiệm ứng suất uốn :

Đối với bánh răng nhỏ:

𝜎𝑢𝑞𝑡1= 𝜎𝑢1Kqt ≤ [𝜎]𝑢𝑞𝑡1

Suy ra: 12,3.2,2 = 27,06 (N/mm2) ≤ 280 (N/mm2) (thỏa mãn điều kiện)

Đối với bánh răng lớn:

𝜎𝑢𝑞𝑡2=𝜎𝑢2Kqt ≤ [𝜎]𝑢𝑞𝑡2

Suy ra: 11,47.2,2 = 25,234 (N/mm2) ≤ 192 (N/mm2) (thỏa mãn điều kiện)

3.2.10 Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba thành phần

Lực vòng P:

P = 2.𝑀𝑥

𝑑1 = 2.76347,2151

108,14 = 1412 (N) Với:

Mx = Mtrục dẫn = 76347,2151 (Nmm)

d1 = dc = 𝑚𝑛𝑍1

𝑐𝑜𝑠 𝛽 = 2,5.42

𝐶𝑜𝑠13 0 84 = 108,14 (mm) Lực hướng tâm Pr:

Pr = 𝑃 𝑡𝑎𝑛 𝛼𝑛

𝑐𝑜𝑠 𝛽 = 1412.𝑡𝑎𝑛20

𝐶𝑜𝑠13 0 84 = 529,3 (N)Lực dọc trục Pa :

Pa = 𝑃 𝑡𝑎𝑛 𝛽= 1412.tan(13°84’) = 347,87 (N)

3.2.11 Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

Bảng 3.4: Các thông số hình học bộ truyền cấp nhanh

CHƯƠNG IV THIẾT KẾ TRỤC, THIẾT KẾ THEN, CHỌN Ổ

4.1 Thiết kế trục

4.1.1 Chọn vật liệu thiết kế trục

Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, có thể được nhiệt luyện và dễ gia công Trục thường làm bằng thép cacbon hoặc thép hợp kim Đối với trục làm việc trong những máy móc quan trọng, chịu tải lớn thì ta nên chọn thép 45 hoặc thép 40X Đối với trục làm việc trong điều kiện gối đở bằng ổ trượt quay nhanh thì ta nên chọn thép 20 hoặc thép 20X Vì hộp giảm tốc này chịu tải trung bình nên ta chọn loại thép là thép 45 tôi cải thiện để chế tạo trục có:

dsbi: đường kính sơ bộ trục thứ i

Mx: Mômen xoắn trên trục thứ i (N.mm)

[τ]x: Ứng suất xoắn cho phép (N/mm2)

Trị số của các khoảng cách k1, k2, k3, hn được lấy theo bảng 10.3[2]:

(mm)

k1

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong

của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay 15

k2 Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp 15

k3 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ 20