Đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc truyền động bằng băng tải (có bảng vẽ cad)

Đồ án Chi tiết máy Hộp Giảm Tốc truyền động bằng băng tải có Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2 Bộ truyền đai thang; 3Hộp giảm tốc bánh răng trụ phân đôi cấp nhanh; 4 Nối trục đàn hồi; 5 Thùng trộn. (Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ).

TRƯỜNG ĐẠI HỌC NÔNG LÂM THÀNH

PHỐ HỒ CHÍ MINH

Khoa Cơ Khí – Công Nghệ

- -ĐỒ ÁN MÔN HỌC

CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thực hiện: Lương Ngọc Tân… Người hướng dẫn: Ths Lê Quang Vinh……

Mã số sinh viên: 19137061……… Ký tên:……… Ngày hoàn thành: 19/12/2021……… Ngày bảo vệ:………

ĐỀ TÀI ĐỀ SỐ 11: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN

Hệ thống dẫn động truyền tải gồm: 1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Bộ truyền đai

thang; 3-Hộp giảm tốc bánh răng trụ phân đôi cấp nhanh; 4- Nối trục đàn hồi; 5- Thùng trộn

TP HỒ CHÍ MINH 2021

-Lời nói đầu

Đất nước ta đang trên con đường Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo địnhhướng XHCN trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất quan trọng.Các hệ thống máy móc ngày càng trở nên phổ biến và từng bước thay thế sức laođộng của con người Để tạo ra được và làm chủ những máy móc như thế đòi hỏimỗi con người chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều Là những sinh viên

khoa Cơ Khí – Công Nghệ trường Đại học Nông Lâm TP Hồ Chí Minh em

luôn thấy được tầm quan trọng của những kiến thức mà mình đã được học và tiếpthu từ các thầy, cô

Việc thiết kế đồ án hoặc hoàn thành bài tập dài là một công việc rất quantrọng trong quá trình học tập bởi nó giúp cho người sinh viên hiểu sâu , hiểu kỹ và

đúc kết được nhữngkiến thức cơ bản của môn học Môn học Đồ án Chi Tiết Máy

là một môn khoa học giúp sinh viên làm quen và thự hành các bước của một tiếntrình tính toán ,thiết kế ,thiết kế lại với sự chợ giúp của máy tính dưa trên kiến thứcmôn Chi Tiết Máy ,đó là cơ sở nghiên cứu về phương pháp tính toán và thiết kếcác chi tiết máy có công dụng chung từ đó giúp sinh viên có những kiến thức cơbản về cấu tạo , nguyên lý hoạt động và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiếtmáy làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy , vì vậy Thiết kế đồ án môn họclà công việc quan trọng và rất cần thiết

Đề tài thiết kế của em được Thầy Lê Quang Vinh giao cho với nội dung là thiết kế

Hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi cấp nhanh Với những kiến thức đã học và sau mộtthời gian nghiên cứu cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô giáo , sự đóng góp,trao đổi xây dựng của các bạn nhóm em đã hoàn thành được đồ án này

Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưanhiều nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót Em rất mong được sựchỉ bảo của các thầy trong bộ môn để đồ án của em với nội dung được giao hoànthiện hơn cũng như kiến thức về môn học này

Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ

em

MỤC LỤC

PHẦN I: CHỌN CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN

CHO HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG 6

1.1 TÍNH CÔNG SUẤT, CHỌN ĐỘNG CƠ: 6

1.2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 7

1.3 LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH 8

PHẦN II: TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN HỞ 10

( BỘ TRUYỀN ĐAI & KHỚP NỐI TRỤC ) 10

2.1 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI 10

2.2 TÍNH TOÁN NỐI TRỤC ĐÀN HỒI 15

PHẦN III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 17

3.1 TRÌNH TỰ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ (NGHIÊNG) 17

3.2 TRÌNH TỰ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ (THẲNG) 27

PHẦN IV: XÁC ĐỊNH ĐIỂM ĐẶT LỰC, CHIỀU DÀI TRỤC, TÍNH VÀ VẼ BIỂU ĐỒ MOMEN CỦA CÁC TRỤC HGT 37

4.1 CHỌN VẬT LIỆU 37

4.2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 38

4.3 CHỌN THEN 59

PHẦN V: TÍNH TOÁN LỰA CHỌN Ổ LĂN 62

5.1 TÍNH TOÁN LỰA CHỌN Ổ LĂN TRỤC I: 62

5.2 TÍNH TOÁN LỰA CHỌN Ổ LĂN TRỤC II: 65

5.3 TÍNH TOÁN LỰA CHỌN Ổ LĂN TRỤC III: 67

Phần VI: CHỌN THÂN MÁY VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ; CHỌN DẦU, PHƯƠNG PHÁP BÔI TRƠN & DUNG SAI LẮP GHÉP 70

6.1 CHỌN THÂN MÁY 70

6.2 CÁC CHI TIẾT PHỤ 72

6.3 CHỌN DẦU VÀ PHƯƠNG PHÁP BÔI TRƠN 77

6.4 XÁC ĐỊNH KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI 78

TÀI LIỆU THAM KHẢO 80

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

PHẦN I: CHỌN CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN

BỐ TỶ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG

1.1 TÍNH CÔNG SUẤT, CHỌN ĐỘNG CƠ:

1.1.1 Xác định công suất tương đương (công suất tính toán):

Gọi: P là công suất trên thùng trộn

 là hiệu suất chung của toàn bộ hệ thống

P t là công suất tính toán trên trục máy công tác

Ta có: P ct = P t

❑ (kW) (theo 2.8 T1)

Vì tải trọng thay đổi:

 Công suất tương đương: P tđ = P t = √P12⋅t1+P22⋅t2+P32⋅t3

1.1.2 Hiệu suất chung của hệ thống

Hiệu suất toàn bộ hệ thống: η=η d η br1.η br2.η br3.η κn η ol4

Ta có hiệu suất bộ truyền theo bảng 2.3T1

Chọn: - Hiệu suất của bộ truyền đai (để hở): η d = 0,96

- Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (hệ kín): η br1= η br2= η br3 = 0,98

- Hiệu suất của khớp nối trục: η κn = 0,99

- Hiệu suất của ổ lăn: 0,995

Hiệu suất chung của hệ thồng:

η=η d η br1.η br2.η κn η ol4 = 0,96 0,983 0.99 0,995 ≈ 0,89

1.1.3 Công suất cần thiết của động cơ:

P ct = P t

❑ = 3,660,89 ≈ 4,11 (kW)

- Ta có số vòng quay khi xích tải làm việc: nlv = 45 vòng/phút

 Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = nlv u t (theo 2.18 T1)

Theo bảng 2.4 T1 ta có:

- Bộ truyền đai thang: u d=3

- Bộ truyền bánh răng trụ: u br=8

=> Tỷ số truyền sơ bộ là: u t = u d u br = 3.8 = 24

Vậy nsb = nlv u t = 45 24 = 1080 vòng/phút

Với các điều kiện: Pⅆc ≥ P ct = 4,11 kW

nđb ≈nsb ≈1080 v/p

=> Chọn động cơ có số vòng đồng bộ là: 1080 vòng/phút

- Dựa vào bảng P1.3 TL1 ta chọn:

+ Động cơ loại 4A132S6Y3, với các thông số:

1.2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

- Tỷ số truyền chung: u ch=nⅆc

n lv = 96045 = 21,333

- Chọn sơ bộ tỉ số truyền của hộp giảm tốc là: uh = 8

- Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi, tra bảng 3.1 trang 43 Tài liệu [1], ta được:

u1 = 3,08 (u1 : tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh)

u2 = 2,6 (u2 : tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm)

- Tỉ số truyền cuối cùng của hộp giảm tốc:

P dc = P1

u d ⋅η ol = 0,96.0,9953,9 = 4,1 kWSố vòng quay trên các trục:

Tỷ số truyền 2,67 3,08 2,6 1

Momen xoắn

Số vòng quay

PHẦN II: TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN HỞ

( BỘ TRUYỀN ĐAI & KHỚP NỐI TRỤC )

2.1 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI

Ta có, thông số đầu vào:

+ Công suất bộ truyền P1 = 4,11 kW

thang B 14 17 10,5 4,0 138 800÷6300 140÷280

2.1.2 Đường kính bánh đai nhỏ:

d1 = 1,2dmin = 1,2.140 = 168 mm

Theo tiêu chuẩn, ta chọn: d1 = 180 mm

2.1.3 Vận tốc đai:

v1 = π d1.n1

60000 = π 180.96060000 = 9,05 m/s

=> Thỏa điều điện v1≤ vmax = 25 m/s

2.1.4 Đường kính bánh đai lớn:

Giả sử, ta chọn hệ số trượt tương đối ξ = 0,02

=> Đường kính bánh đai lớn: d2 = ud1(1-ξ) = 2,67.180.(1-0,02) = 471 mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 450 mm

Như vậy, ta có tỷ số truyền thực tế: ut = d2

d1(1ưξ ) = 180(1ư0,02)450 = 2,6Sai lệch so với giá trị chọn trước: ∆u = uưu t

u 100% = 2,67ư2,62,67 100% = 2,62 %

=> Thỏa điều kiện sai số cho phép

2.1.5 Chọn trục sơ bộ:

2.1.5.1 Chọn khoảng cách trục a

2(d 1 + d 2) ≥ a ≥ 0,55(d 1 + d 2 ) + h

2(180 + 450) ≥ a ≥ 0,55(180 + 450) + 10,5

357≤ a ≤ 1260

Ta có, u = 4 => Theo tiêu chuẩn ta chọn a = 0,95d 2 = 427,5 mm

2.1.5.2 Chiều dài đai L

L = 2a + π (d¿¿21+d2)+(d2ưd1)2

= 2.427,5 + π (180+450)

2 +( 450−180 ) 2

4.427,5

= 1887,2 mmTheo tiêu chuẩn chọn L = 2000 mm = 2 m

Xác định lại khoảng cách trục a

a = λ+√λ2−8 Δ2

4 (theo 4.6 TL1)Với λ = L - π (d¿¿21+d2)¿ = 2000 - π (180+450)

2.1.6 Kiểm tra số vòng chạy I trong 1 giây

Vì α1 = 148,4o ¿αmin = 120o thỏa điều kiện không trượt

2.1.8 Tính toán các hệ số Ci

- Hệ số xét ảnh hưởng đến góc ôm đai

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai:

Chọn Cz = 0,95

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng:

Vì chịu tải va đập nhẹ nên chọn Cr = 0,9

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai L:

Nên ta chọn Z = 2

2.1.10 Chiều rộng bánh đai và đường kính ngoài của bánh đai

- Chiều rộng bánh đai: B = (z-1)t + 2e (theo 4.17 TL1)

Tra bảng 4.21 TL1 ta có:

t = 19mm

e = 12,5mm

h0 = 4,2mmThay vào: B = (2-1).19 + 2.12,5 = 44 mm

- Đường kính ngoài các bánh đai: da = d + 2h0 (theo 4.19 TL1)

+ Bánh dẫn: da1 = d1 + 2h0

= 180 + 2.4,2 = 188,4 mm+ Bánh bị dẫn: da2 = d2 + 2h0

= 450 + 2.4,2 = 458,4 mm

2.1.11 Lực căng dây đai ban đầu

([σ0] = 1,5 đối với đai thang)

- Lực căng mỗi dây đai: F0

fmin = f’.sin200 = 0,57 sin200 = 0,19

2.1.13 Lực tác dụng lên trục

Kiểm nghiệm đai theo ứng suất kéo cho phép:

σ max =6,85 MPa ≤ [σ]k = 10 Mpa (đối với đai thang)Suy ra thỏa điều kiện cho phép

2.3600 4,53 = 2722,6 giờ

Trong đó: σ r=9 là giới hạn mỏi của đai thang

m=8 chỉ số mũ của đường cong mỏi

Bảng thông số và tính toán bánh đai

Diện tích tiết diện A, mm2 138Đường kính bánh đai nhỏ d1, mm 180Đường kính bánh đai lớn d2, mm 450

Số vòng chạy I trong 1 giây v/p 4,53

Chiều rộng bánh đai B, mm 44Đường kính ngoài cùng của bánh dẫn da1, mm 188,4Đường kính ngoài cùng của bánh bị dẫn da2, mm 458,4Lực căng dây đai ban đầu F0, N 414

Lực tác dụng lên trục Fr, N 796,7

Ứng suất lớn nhất trong dây đai σ max, MPa 6,85

Tuổi thọ đai Lh, giờ 2722,6

2.2 TÍNH TOÁN NỐI TRỤC ĐÀN HỒI

- Nối trục đàn hồi dùng để nối trục III và trục công tác, để truyền chuyển động

giảm va đạp và chấn động, để phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bùlại độ lệch trục

- Moment danh nghĩa truyền qua nối trục: T = T3 = 789,4666 Nm

- Hệ số chế độ làm việc: K = 1,75 tra bảng 16-1 TL1, tập 2

- Ta chọn nối trục vòng đàn hồi có cấu tạo đơn giản để chế tạo, để thay thế cácvòng cao su, làm việc tin cậy, được dùng rộng rãi

- Từ moment xoắn tra bảng 16-10a TL1, tập 2, ta được các thông số của nối trục:

T, Nm d D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l1

789,4666 50 210 95 175 110 90 200 8 2850 8 70 40 36 40

- Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi tra bảng 16-10b TL2:

T, Nm dc d1 D2 l l1 l2 l3 h789,4666 18 M12 25 80 42 20 36 2

- Điều kiện về sức bền dập của vòng đàn hồi:

σ d =z D 2.k T

0.d C .l3 = 2.1,75 789466,68.200.18.36 = 2,66 MPa ≤[σ]d

Thỏa mãn điều kiện

- Điều kiện sức bền của chốt:

- [σ]u = 60÷80 MPa là ứng suất cho phép của chốt

- Lực khớp nối tác dụng lên trục: Fr = (0,1 ÷ 0,3)Ft = (0,1 ÷ 0,3)2T3

D

Trục I Trục II Trục III

Thông số đầu vào: P1 = 3,9 kW

n1 = 360,1 v/p

u = 3,08

T1 = 103458,3 Nmm

3.1.1 Chọn vật liệu làm bánh răng

- Do không có yêu cầu gì đặt biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế,

ở đây ta chọn vật liệu 2 cặp bánh như nhau

- Theo bảng 6.1 TL1, tập 1, ta chọn:

+ Bánh nhỏ (bánh chủ động): thép C45 thường hóa khi gia công và có các thông số kỹ thuật sau: - Độ rắn: HB = 170 217

- Giới hạn bền: σ b=600 MPa

- Giới hạn chảy: σ ch =340 MPa

- Kích thước: S ≤ 80mm

=> Theo thiết kế ta chọn thép có độ cứng: HB1 = 210

+ Bánh lớn ( bánh bị động): ta cũng chọn thép c45 như bánh răng nhỏ nhưng

do bánh răng lớn làm việc với vận tốc thấp và chịu ít va đập nên ta chọn HB2

3.1.3 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

- Số chu kỳ làm việc tương đương:

+ Vì bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc:

Theo bảng 6.2 TL1, tập 1, ta chọn:

- Giới hạn mỏi tiếp xúc: σ Hlim0 = 2HB +70

+ Bánh chủ động : σ H lim¿

1 ¿ = 2HB1 +70 = 2.210+70 = 490 MPa+ Bánh bị động: σ H lim¿

2 ¿ = 2HB2 +70 = 2.190+70 = 450 MPa

- Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ: [σ H] = σ0Hlim 0,9

S H ⋅ K HL

- Với S Htra trong bảng 6.2 TL1, tập 1

- Tính toán sơ bộ: [σ H 1] = σ H lim¿1.0,9

S H ⋅ K HL¿

= 490.0,91,1 ⋅1 = 400,09 MPa [σ H 2] = σ H lim¿2.0,9

Ta có: [σ H]min = 368,18 MPa ¿[σ H] = 271,86 MPa

Nên ta chọn [σ H] = 1,25[σ H]min = 1,25.368,18 = 460.225 MPa

3.1.4 Xác định ứng suất uốn cho phép

- Số chu kỳ làm việc tương đương:

+ Vì bánh răng làm việc với chế độ tải trọng thay đổi theo bậc nên: N FE =

N F E2 = N F E1

u = 82213309,84 chu kì

Ta có: N F E1> ¿ N FO1

N F E2¿ N FO2

Nên K F L1 = K F L2 = 1

- Theo bảng 6.2 TL1 ta chọn: σ Flim0 = 1,8HB

+ Bánh chủ động : σ F lim¿

1 ¿= 1,8.HB1 = 1,8.210 = 378 MPa+ Bánh bị động: σ F lim¿

2 ¿ = 1,8.HB2 = 1,8.190 = 342 MPa

- Ứng suất uốn cho phép: [σ F] = σ Flim¿1

S F .K FL¿ (với S F tra bảng 6.2 TL1)

- Đối với bánh dẫn: + [σ F1] = σ Flim¿1

[σ F1]max = [σ F2]max = 0,8 σ ch = 0,8.340 = 272 MPa

- Vì bộ truyền được bôi trơn tốt ( hộp giảm tốc kín), ta tính toán thiết kế theo độ bền tiếp xúc

3.1.5 Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép theo bánh bị dẫn, là bánh răng có độ bền thấp hơn

[σ H] = [σ H 2]= ¿368,18 MPa

3.1.6 Hệ số chiều rộng bánh răng và hệ số tập trung tải trọng

- Hệ số chiều rộng bánh răng:

+ Theo bảng 6.15 cơ sở TKM, do bánh răng nằm không đối xứng quá trụ và HB1

và HB2 < 350HB nên ψ ba = 0,3 theo tiêu chuẩn Khi đó:

+ ψ bd = ψ ba.(u+1)

2 = 0,3.(3,08+1)2 = 0,612

- Hệ số tập trung tải trọng K β:

Theo bảng 6.4 TL2, ứng với ψ bd = 0,612, bánh răng nằm không đối xứng ổ trục,

HB < 350, bằng phương pháp nội suy, ta được:

3.1.7 Tính toán khoảng cách trục a w

Khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên được xác định theo côngthức:

3.1.8 Chọn modun đối với mặt răng nghiên mn theo khoảng cách trục

m n = (0,01 ÷ 0,02)a w (ứng với HB1, HB2 ≤ 350HB)

= (0,01 ÷ 0,02).160 = 1,6 ÷ 3,2 mm

Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m n = 2,5 mm

3.1.9 Xác định số răng bánh răng

- Đối với bánh răng chữ V thì 400≥ 300

=> Chọn z 1 = 27 răng, nên z 2 = u z 1 = 3,08.27 = 83,16

Chọn z 2 = 83 răngGóc β = arccos(m n (z1+z2 )

=> Thỏa điều kiện

- Khoảng cách trục thực tế: a w = m n(z1+z2)

2.cos β = 2,5.(27+83)2.0,859375 = 160 mm

=> không có dịch chỉnh

3.1.11 Xác định thông số hình học của bộ truyền Các giá trị đường kính tính chính xác đến 0,01mm

Đường kính vòng chia Bánh dẫn d 1 = 78,54 mm

Bánh bị dẫn d 2 = 241,45 mmĐường kính vòng đỉnh Bánh dẫn d a1 = 83,85 mm

Bánh bị dẫn d a2 = 246,45 mmĐường kính vòng đáy Bánh dẫn d f1 = 72,29 mm

Bánh bị dẫn d f2 = 235,2 mmChiều rộng bánh răng Bánh dẫn b 1 = 54 mm

Bánh bị dẫn b 2 = 48 mm

3.1.12 Vận tốc vòng bánh răng

v = π ⅆ1n1

60000 = π 78,54 360,160000 = 1,48 m/sChọn cấp chính xác theo bảng 6.3 TL2 ta chọn cấp chính xác là 9 với vận tốc vòng tới hạn là 6 m/s

3.1.13 Xác định giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền (N)

3.1.14 Hệ số tải trọng động KHV và KFV

- Đối với bánh răng nghiên ta tra bảng 6.6 TL2 với v = 1,48 m/s

Ta nội suy: K HV = 1,0308

K FV = 1,0616Theo bảng 6.11, ta chọn hệ số K Hα = 1,13 với cấp chính xác là 9

=> Thỏa điều kiện.

3.1.16 Xác định hệ số YF1 và YF2

=> Thỏa mãn điều kiện.

Bảng thông số: bánh răng cấp nhanh

Khoảng cách trục a w, mm 160

Mô đun pháp mn, mm 2,5

Chiều rộng vành răng bw mm 36

Góc nghiên của răng β 30045’12”Số răng bánh răng z1= 27; z2 = 83Đường kính vòng chia d, mm d1=78,54; d2=241,45Đường kính đỉnh răng da, mm da1=83,85; da2=246,45Đường kính vòng đáy răng df, mm df1=72,29; df2=235,2Chiều rộng vành răng b, mm b1=54 ; b2 = 48Vận tốc vòng bánh răng v, m/s v = 1,48 m/s

3.2 TRÌNH TỰ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ (THẲNG)

Trục I Trục II Trục III

Thông số đầu vào: P2 = 3,81 kW

N2 = 117,2 v/p

u = 2,6

T2 = 310456,5 Nmm

Lh = 21120 giờ

3.2.1 Chọn vật liệu làm bánh răng

- Do không có yêu cầu gì đặt biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế,

ở đây ta chọn vật liệu 1 cặp bánh như nhau

- Theo bảng 6.1 TL1 ta chọn:

+ Bánh nhỏ (bánh chủ động): thép C45 thường hóa khi gia công và có các thông số kỹ thuật sau: - Độ rắn: HB = 170 217

- Giới hạn bền: σ b=600 MPa

- Giới hạn chảy: σ ch =340 MPa

- Kích thước: S ≤ 80mm

=> Theo thiết kế ta chọn thép có độ cứng: HB1 = 210

+ Bánh lớn ( bánh bị động): ta cũng chọn thép C45 như bánh răng nhỏ nhưng do bánh răng lớn làm việc với vận tốc thấp và chịu ít va đập nên ta chọn HB2 = 190

3.2.2 Số chu trình làm việc cơ sở

N HO1 = 30HB12,4 = 1,12.107 chu kì

N HO2 = 30HB22,4 = 0,9.107 chu kì

N FO1 = N FO2 = 5.106 chu kì

3.2.3 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

- Số chu kỳ làm việc tương đương:

+ Vì bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc:

Theo bảng 6.2 TL1, tập 1, ta chọn:

- Giới hạn mỏi tiếp xúc: σ Hlim0 = 2HB +70

+ Bánh chủ động : σ H lim¿

1 ¿ = 2HB1 +70 = 2.210+70 = 490 MPa+ Bánh bị động: σ H lim¿

2 ¿ = 2HB2 +70 = 2.190+70 = 450 MPa

- Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ: [σ H] = σ0Hlim 0,9

S H ⋅ K HL

- Với S Htra trong bảng 6.13 TL1, tập 1

- Tính toán sơ bộ: [σ H 1] = σ H lim¿1.0,9

S H ⋅ K HL¿

= 490.0,91,1 ⋅1 = 400,09 MPa [σ H 2] = σ H lim¿2.0,9

S H ⋅ K HL¿

= 450.0,91,1 ⋅1 = 368,18 MPa

- Với bánh răng trụ răng thẳng ta chọn: [σ H] = Min{ [σ H1],[σ H2] }

=> [σ H] = [σ H 2]=368,18 MPa

Ta có: [σ H]min ≤[σ H]≤ 1,25 [σ H]min

Nên [σ H] thỏa điều kiện

3.2.4 Xác định ứng suất uốn cho phép

- Số chu kỳ làm việc tương đương:

+ Vì bánh răng làm việc với chế độ tải trọng thay đổi theo bậc nên:

- Theo bảng 6.2 TL1, tập 1, ta chọn: σ Flim0 = 1,8HB

+ Bánh chủ động : σ F lim¿

1 ¿= 1,8.HB1 = 1,8.210 = 378 MPa+ Bánh bị động: σ F lim¿

2 ¿ = 1,8.HB2 = 1,8.190 = 342 MPa

- Ứng suất uốn cho phép: [σ F] = σ Flim¿ 1

S F .K FL¿ (với S F tra bảng 6.2 TL1)

+ [σ F1] = σ Flim¿1

S F .K FL¿

= 1,75378 .1 = 216 MPa + [σ F2] = σ Flim¿2

S F .K FL¿

= 1,75342 .1 = 195,43 MPa

- Ứng suất quá tải cho phép: (theo 6.13 & 6.14 TL1)

[σ H]max = 2,8 σ ch = 2,8.340 =952 MPa

[σ F1]max = [σ F2]max = 0,8 σ ch = 0,8.340 = 272 MPa

- Vì bộ truyền được bôi trơn tốt ( hộp giảm tốc kín), ta tính toán thiết kế theo độ bền tiếp xúc

3.2.5 Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép theo bánh bị dẫn, là bánh răng có độ bền thấp hơn

[σ H] = [σ H 2]= ¿368,18 MPa

3.2.6 Hệ số chiều rộng bánh răng và hệ số tập trung tải trọng

- Hệ số chiều rộng bánh răng:

+ Theo bảng 6.15 TL2, do bánh răng nằm đối xứng quá trụ và HB1 và HB2 < 350HB nên ψ ba = 0,4 theo tiêu chuẩn Khi đó:

+ ψ bd = ψ ba.(u+1)

2 = 0,4.(2,6+1)2 = 0,72

- Hệ số tập trung tải trọng K β:

Theo bảng 6.4 TL2, ứng với ψ bd = 0,72, bánh răng nằm đối xứng ổ trục, HB <

350, ta được:

3.2.7 Tính toán khoảng cách trục a w

Khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên được xác định theo côngthức:

3.2.8 Chọn modun m theo khoảng cách trục a w

m= (0,01 ÷ 0,02)a w (ứng với HB1, HB2 ≤ 350HB)

= (0,01 ÷ 0,02).250 = 2,5 ÷ 5 mm

Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 3 mm

3.2.9 Xác định số răng bánh răng

- Số răng bánh dẫn được tính theo công thức:

Vì bánh răng trụ thẳng nên β = 0

3.2.10 Tỷ số truyền thực tế: um = z2

- Khoảng cách trục thực tế: a w = m(z1+z2)

- Để đảm bảo khoảng cách trục a w = 250 ta cần dịch chỉnh bánh răng

- Xác định hệ số dịch chỉnh:

+ Theo công thức (6.22) và (6.23) TL1, tập 1, hệ số dịch chỉnh tâm y và hệ số ky:

y = a w

m – 0,5(z1+z2) = 2503 – 0,5( 46+119 ) = 0,83

k y = 1000 z y

t = 1000.46+1190,83 = 5,03

Theo bảng 6.10a TL1, tập 1, ta nội suy được k x = 0,193

Hệ số giảm đỉnh răng: ∆y = k x z t

1000 = 0,193.(46+119)1000 = 0,0318

Tổng hệ số dịch chỉnh: x t = y + ∆y = 0,83 + 0,0318 = 0,8618

Do đó hệ số dịch chỉnh bánh dẫn 1 và bánh bị dẫn 2 được tính theo công thức

3.2.11 Xác định thông số hình học của bộ truyền Các giá trị đường kính tính chính xác đến 0,01mm

Đường kính vòng chia:

d 1 = m z1 = 3.46 = 138 mm

d 2 = m z2 = 3.121 = 363 mm

3.2.13 Xác định giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền (N)

- Lực vòng: Ft1 = Ft2 = 2T d w12 = 2.310456,5139,28 = 4458,02 N

- Lực hướng tâm: Fr1 = Fr2 = Ft1.tanαw = Ft1.tanαtw

= 4458,02.tan21031’

= 1757,56 N

3.2.14 Hệ số tải trọng động KHV và KFV

Với vận tốc v = 0,85 m/s và cấp chính xác 9 ta tra bảng 6.5 TL2, xác định được hệ

số tải động: K Hv = 1,018

K l = 1 Hệ số xét đến điều kiện bôi trơn

K xH = √1,05− d

10 4 = √1,05− 138

10 4 = 1,018Suy ra: σ H = z M z H z ε

=> Thỏa điều kiện

3.2.16 Xác định hệ số YF1 và YF2

+ Bánh dẫn: [σ F1]

Y F1 = 3,58216 = 60,34+ Bánh bị dẫn: [σ F2]

Bảng thông số: bánh răng cấp chậm

Khoảng cách trục a w, mm 250

Chiều rộng vành răng bw, mm 100

Số răng bánh răng z1= 46; z2 = 119Đường kính vòng chia d, mm d1= 138; d2= 363Đường kính đỉnh răng da, mm da1=145,6; da2=366,2Đường kính vòng đáy răng df, mm df1=132,28; df2=352,89

Chiều rộng vành răng b, mm b1=130 ; b2 = 125Vận tốc vòng bánh răng v, m/s v = 0,85

Lực vòng Ft, N Ft2 = Ft1 = 4458,02Lực hướng tâm Fr , N Fr2 = Fr1 = 1757,56

PHẦN IV: XÁC ĐỊNH ĐIỂM ĐẶT LỰC, CHIỀU DÀI TRỤC, TÍNH VÀ VẼ BIỂU ĐỒ MOMEN CỦA CÁC TRỤC HGT.

4.1 CHỌN VẬT LIỆU

4.1.1 Đối với trục I:

Vì trục I chịu momen xoắn lớn nên chọn vật liệu chế tạo là thép C45 thường hóa đạt độ cứng HB = 170÷217

- Chọn HB = 210 với σ b = 600 MPa

σ ch = 340 MPa

[τ] = 15÷30 (MPa)

4.1.2 Đối với trục II và III :

- Dùng vật liệu thép C45 thường hóa có độ cứng HB = 170 ÷217

- Chọn HB = 210 với σ b = 600 MPa

σ ch = 340 MPa

[τ] = 15÷30 (MPa)

4.2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

4.2.1 Xác định sơ bộ đường kính trục

- Trục I: Chọn [τ] = 20 MPa và có T1 = 103458,3 Nmm

=> Chọn d1 = 30 mm theo thiêu chuẩn

- Trục II: Chọn [τ] = 15 MPa và có T2 = 310456,5 Nmm

=> d2 = 3

√ T2

0,2.[τ ] = 3

√310456,5 0,2.15 = 46,94 mm