BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC NÔNG LÂM TP HCM Khoa Cơ Khí Công Nghệ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY... Tính toán thiết kế các chi tiết máy: a Tính toán các bộ truyền hở đai, xích hoặc bánh ră
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Xác đị nh đ ộng cơ
+ Công suất động cơ phải lớn hơn công suất cần thiết : 𝑃 đ𝑐 ≥ 𝑃 𝑐𝑡 ; với 𝑃 𝑐𝑡 𝑃𝐾 𝑡𝑑
𝜂 𝜂 𝑏𝑟1 𝑏𝑟2 = 0,97: hi u su t c a b truyệ ấ ủ ộ ền bánh răng trụ ηol = 0,99: hiệu suất của các ổ lăn ηđ = 0,95: hi u su t c a b truyệ ấ ủ ộ ền đai
1.3 Công suấ ần thiết trên trục động cơ: t c
Từ đây, cần phải chọn động cơ có công suấ ớn hơn 5,11 kW ( 1 )t l
+ Theo b ng 3.2/95 [1], ta chả ọn 𝑢 = 3đ ( vì bộ truyền đai thang )
+ T s truyỷ ố ền chung của b truyộ ền:
𝑢 = 𝑢 𝑢 = 3 𝑐ℎ ℎ𝑔𝑡 đ 12 36Số vòng quay trục xích tải 𝑛 𝑙𝑣 = 45vòng/phút
Số vòng quay sơ bộ ủa động cơ: c 𝑛 = 𝑛 𝑢đ𝑐 𝑙𝑣 𝑐ℎE.36 1620 𝑣ò𝑛𝑔= /𝑝ℎú𝑡
Từ (1) và (2), theo bảng phụ ụ l c ta chọn động cơ có thông số sau:
Kiểu động cơ Công suất
T s truyỉ ố ền th c s ự ự lúc này là: 𝑢 𝑐ℎ = 𝑛 𝜂 đ𝑐
1.5 Phân phối tỉ s truyố ền
Chọn sơ bộ tỉ số truy n c a hề ủ ộp giảm tốc là: Uhgt = 12 ubr1 = u br2= = √𝑢 2 ℎ𝑔𝑡 = √12 = 3,46
Tỉ s truy n cuố ề ối cùng của h p gi m t c: u = 3,46 = 11,97 ộ ả ố hgt 2
Tỉ s truy n b truyố ề ộ ền đai: uđ = 𝑢 𝑐ℎ
1.6 Công suất trên các trục:
1.7 Mômen xoắn trên các trục
Công suất trên các trục
Mômen xoắn trên các trục
B ảng thông số ỹ k thu ật
Thông số Động cơ I II III Công tác
Tỷ s truy n ố ề uđ = 2,7 ubr1 = 3,46 ubr1 = 3,46 ukn = 1
Số vòng quay, vg/ph
TÍNH TOÁN THIẾ T KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
Ch ọn loại đai
Dựa vào Pdc = 7,5 (KW) và n = 1455 (v/p) và bảng 4.3 [1] Trang 137, và các thông số kỹ thuật trên ta chọn đai dạng B
Từ bảng 4,3 [1] Trang 137, ta có các thông số kĩ thuật của đai loại B là: bp = 14 mm bo= 17 mm ; h = 10,5 mm yo= 4mm ; d1 = 140 280 mm l = 800 6300 mm – –
Đường kính bánh đai nhỏ
Theo tiêu chuẩn ta chọn được đai d1= 180 mm
V ận tốc đai
v 1 = π 60000 d 1 n 1 = π 180.1455 60000 = 13 71, m/s đường kính bánh đai lớn: d2= ud1(1 − ε) = 2,7.180 1 − 0,01) = 481 14( , mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn được đai d 2 = 500 mm
Sai lệch với thông số kĩ thuật 1,04%
Ta có thể chọn sơ bộ α = d2= 500 mm khi u ≈ 3 tra b ng trang 166ả [1]
Chiều dài của đai là:
4.500 = 2228,99 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn được L = 2240 mm
2.7 Số vòng chạy của đai trong 1s:
Do đó điều kiện được thỏa
2.8 Tính lại khoảng cách trục a: a =k +√k 2 − 8∆ ) 2
Giá trị ẫ v n thỏa mãn trong khoảng cho phép.
2.8.1 Góc ôm 𝛂 𝟏trên bánh đai nhỏ: α1= 180 57− d 2 −d α 1 = 180 57− 500−180 563,2 = 147 61°, >120°thỏa điều kiện không xảy ra hiện tượng trượt trơn.
Tra bảng 4.8 với các thông số d 1 = 180 và v = 13,71 và đai loại B ta có:
[P0] Cα Cu.CL.Cz.Cr Cv
2.10 Tính các hệ số sử dụng:
+ H sệ ố xét đế ảnh hưởn ng của góc ôm đai:
+ Xét đế ảnh hưởn ng của tỉ số truyền u:
+ H sệ ố xét đế ảnh hưởn ng c a chiủ ều dài đai L:
+ H sệ ố xét đến sự ảnh hưởng s ố dây đai Cz ta chọn sơ bộ = 1
+ H sệ ố xét đế ảnh hưởn ng của tải tr ng: ọ
Cr= 0,9 do va đập nhẹ
+ H sệ ố ảnh hưởng v n tậ ốc:
Tra bảng 4.4 trang 138: Đai loại B:
Ta có: bp= 14 mm ∶ h = ,5 mm10 e : f = ,512
2.12 Đường kính ngoài bánh đai nhỏ: da1= d + 2h1 0= 180+ 2 ,5 200 mm
2.13 Đường kính ngoài bánh đai lớn: d a2 = d + 2h 2 0 = 500 + 2.10,5 = 520 mm
2.14 Lực căng dây ban đầu: Đây là hệ ẫn động dây đai thang nên ta chọ d n: σ0= 1,5 (MPa)
2.15 Lực tác dụng lên trục:
Ta có: α = 147,61°= 2,58 rad f , =1 α ln (2 F0+ Ft
Hệ số ma sát nhỏnhất để bộ truyền không bị trượt trơn:
Giả s ử góc nghiên dạng bánh đai γ = 38°
2.18 Tính ứng suất lớn nhất cho phép:
Trong đó ρ là kh i lưố ợng riêng của đai: chọn ρ = 1200 kg/m 3 σ0= F 0
Trong đó: E là module đàn hồ ủa đai: E = 100 N/i c m 2 σmax= σ + σ1 u1+ σ = σ + 0,v 0 5σt+ σu1+ σv
Ta có giới hạn mỏi của đai : σ r = 9 Mpa
Số mũ đường cong mỏi đối với đai thang: m = 8
Các thông số đã tính σ max = 6,82 MPa i = 6,12 (s −1 )
Góc ôm đai, α1 147,61° Đường kính bánh dẫn d1 180 mm Đường kính bánh bị dẫn d 2 500 mm
Kho ảng cách trục
Chi ều dài đai
Ta có thể chọn sơ bộ α = d2= 500 mm khi u ≈ 3 tra b ng trang 166ả [1]
Chiều dài của đai là:
4.500 = 2228,99 mmTheo tiêu chuẩn ta chọn được L = 2240 mm
S ố vòng chạ y c ủa đai trong 1s
Do đó điều kiện được thỏa.
Tính lạ i kho ảng cách trụ c a
Giá trị ẫ v n thỏa mãn trong khoảng cho phép.
2.8.1 Góc ôm 𝛂 𝟏trên bánh đai nhỏ: α1= 180 57− d 2 −d α 1 = 180 57− 500−180 563,2 = 147 61°, >120°thỏa điều kiện không xảy ra hiện tượng trượt trơn.
S ố dây đai Z
Tra bảng 4.8 với các thông số d 1 = 180 và v = 13,71 và đai loại B ta có:
[P0] Cα Cu.CL.Cz.Cr Cv
Tính các hệ số sử dụng
+ H sệ ố xét đế ảnh hưởn ng của góc ôm đai:
+ Xét đế ảnh hưởn ng của tỉ số truyền u:
+ H sệ ố xét đế ảnh hưởn ng c a chiủ ều dài đai L:
+ H sệ ố xét đến sự ảnh hưởng s ố dây đai Cz ta chọn sơ bộ = 1
+ H sệ ố xét đế ảnh hưởn ng của tải tr ng: ọ
Cr= 0,9 do va đập nhẹ
+ H sệ ố ảnh hưởng v n tậ ốc:
Chi ều rộng bánh đai
Tra bảng 4.4 trang 138: Đai loại B:
Ta có: bp= 14 mm ∶ h = ,5 mm10 e : f = ,512
Đường kính ngoài bánh đai nhỏ
Đường kính ngoài bánh đai lớn
L ực căng dây ban đầu
Đây là hệ ẫn động dây đai thang nên ta chọ d n: σ0= 1,5 (MPa)
L ực tác dụng lên trục
L ực vòng có ích
Ta có: α = 147,61°= 2,58 rad f , =1 α ln (2 F0+ Ft
Hệ số ma sát nhỏnhất để bộ truyền không bị trượt trơn:
Giả s ử góc nghiên dạng bánh đai γ = 38°
2.18 Tính ứng suất lớn nhất cho phép:
Trong đó ρ là kh i lưố ợng riêng của đai: chọn ρ = 1200 kg/m 3 σ0= F 0
Trong đó: E là module đàn hồ ủa đai: E = 100 N/i c m 2 σmax= σ + σ1 u1+ σ = σ + 0,v 0 5σt+ σu1+ σv
Ta có giới hạn mỏi của đai : σ r = 9 Mpa
Số mũ đường cong mỏi đối với đai thang: m = 8
Các thông số đã tính σ max = 6,82 MPa i = 6,12 (s −1 )
Góc ôm đai, α1 147,61° Đường kính bánh dẫn d1 180 mm Đường kính bánh bị dẫn d 2 500 mm
Tính ứ ng suất lớn nh ất cho phép
Trong đó ρ là kh i lưố ợng riêng của đai: chọn ρ = 1200 kg/m 3 σ0= F 0
Trong đó: E là module đàn hồ ủa đai: E = 100 N/i c m 2 σmax= σ + σ1 u1+ σ = σ + 0,v 0 5σt+ σu1+ σv
Tu ổi thọ đai
Ta có giới hạn mỏi của đai : σ r = 9 Mpa
Số mũ đường cong mỏi đối với đai thang: m = 8
Các thông số đã tính σ max = 6,82 MPa i = 6,12 (s −1 )
Góc ôm đai, α1 147,61° Đường kính bánh dẫn d1 180 mm Đường kính bánh bị dẫn d 2 500 mm
TÍNH TOÁN BỘ TRUY ỀN BÁNH RĂNG
C ặp bánh răng trụ răng nghiên g c p ch m 17 ấ ậ 1 Ch ọn vậ t li u 17 ệ 2 xát đị nh ứng xu ất cho phép
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau:
Theo bảng 6.1 , trang 92 , [ 1 ] ta chọn:
Bánh răng nhỏ (bánh chủ động) được chế tạo từ thép C45 đã qua quá trình tôi luyện, đạt độ cứng 𝜎𝑏3 = 850 MPa và 𝜎𝑐ℎ3= 580 MPa, với độ cứng HB3 = 245HB đảm bảo độ bền và khả năng chịu tải tốt Trong khi đó, bánh răng lớn (bánh bị động) làm từ thép C45 đã được cải thiện, đạt độ cứng HB192 đến 240, phù hợp cho việc truyền lực trong hệ thống truyền động Điều này giúp tối ưu hóa hiệu suất và độ bền của các bộ truyền động bánh răng trong thiết kế cơ khí.
𝜎𝑏4 = 750 MPa , 𝜎𝑐ℎ4= 450 MPa , ta chọn độ rắn của bánh ớn là HB4 = 230HB l
3.1.2 xát định ứng xuất cho phép
Số chu kì thay đổi ứng suất cho phép
Số chu kì làm việc trong điều ki n tệ ải trọng thay đổi:
𝐿 ℎ = 8.230.3.8 = 44160 h , làm ệc 3 vi ca c = 1 số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
Theo bảng 6.2 trang 94, [ 1 ] với thép C45 được tôi cải thiện ta có ( 𝑆ℎ= 1,1) Giới hạn mỏ ếp xúc i ti 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚= 2 𝐻𝐵 + 70
Bánh chủ động 𝜎 𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚3 = 2 𝐻𝐵 3 +70= 2.245+70 560= 𝑀𝑃𝑎 Bánh bị động 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚3= 2 𝐻𝐵4+70= 2.230+70 530= 𝑀𝑃𝑎 Giới hạn mỏ ốn i u 𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚= 1,8 𝐻𝐵
3.1.5 ứng suất uốn cho phép:
+ tra b ng 6.2 trang 94, ả [1] ta có 𝐾𝐹𝐶= 1 khi đặt tải một phía ( bộ truy n quay 1 ề chiều): 𝑆𝐹= 1,75
3.1.6 Ứng suất quá tải cho phép
3.1.7 Xát định sơ bộ khoảng cách trục
𝐾𝑎 = 43 h s ph thu– ệ ố ụ ộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng ( bảng 6.5 trang
𝑇2= 347746,6 Nmm Momen xo– ắn trên trục bánh chủ động
𝐾𝐻𝛽= 1,11– Trị ố phân bố không đề ải trọ s u t ng chi u rề ộng vành đai, với 𝜓 𝑏𝑑 = 1 bảng 6.7 trang 98, [1]
3.1.8 Xát định các thông số ăn khớp
Theo công thức 6.8 trang 99, [1] chọn 𝑚𝑛= 2 𝑚𝑚
Công thức 6.31 trang 103, [1] số bánh răng nhỏ ằm trong khoảng n
Số bánh răng lớn 𝑧 = 𝑢 𝑧4 2 39 46.3, 4,94 𝑟ă𝑛𝑔 chọn 𝑧 4 135 = răng
Do tỉ s truy n thố ề ực 𝑢𝑚= 𝑧 𝑧 4
3.1.9 Khiểm nghiệm răng về độ b n tiề ếp xúc
+ Công thức 6.33 trang 105 [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền
𝑍 𝑀 = 274 MPa h s k– ệ ố ể đến cơ tính vật liệu của các bánh °răng ăn khớp ( b ng 6.5 ả trang 96, [1]
Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh
𝛼𝑡 là góc profin răng và 𝑎𝑡𝑤 là góc ăn khớp
𝛽 𝑏 góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở
ZH H s k ệ ố ể đến hình dạng b m t tiề ặ ếp xúc ( công thức 6.34 , trang 105 , [1] )
𝑍𝜀 H s kệ ố ể đến sự trùng khớp của bánh răng
135)] cos 𝛽 = 1,78 Áp dụng công thức 6.36 trang 105 [1] ta có:
Hệ s tố ải trọng khi tiếp xúc
𝐾𝐻𝛽 = 1,11 - H s k ệ ố ể đến sự phân bố không đề ải trọng trên chiề ộng vànhu t u r răng ( bảng 6.7 , trang 98 , [ 1 ] ) Áp dụng công thức 6.40 , trang 106 , [ 1 ] vận tốc vòng c a bánh chủ ủ động
Với 𝑑𝑤3= 𝑢 2𝑎 𝑚 +1 𝑤 = 3, +1 2.180 46 = 80 𝑚𝑚 Đường kính vòng lăn bánh chủ động
60000 = 0,733 𝑚/𝑠 v = 0,733 m/s ≤ 4 theo b ng 6.13 trang 106, [1] cả ấp chính xát 9 ta chọn
𝐾 𝐻𝛼 = 1,13 công thức 6.42 trang 107, [1] ta có:
𝛿𝐻= 0,002 H s kệ ố ể đế ảnh hưởn ng của các sai số ăn khớp ( b ng 6.15 , trang 107 , [1] ả
𝑔 𝑜 = 82 H s k ệ ố ể đế ảnh hưởn ng của các sai lệch bước răng 1 và 2 ( bảng 6.16 , trang
Với vận tốc v = 0,92 m/s, nhỏ hơn mức 4 m/s, hệ số Zv được xác định bằng 1 Để đảm bảo độ chính xác trong gia công, cấp chính xác động học là 9 và cấp chính xác về mặt tiếp xúc là 8, đồng thời yêu cầu gia công với độ nhám từ R = 1,25 đến 0,63 μm Do đó, hệ số ZR cũng bằng 1, phù hợp với vòng đỉnh răng có đường kính da nhỏ hơn 700 mm Cuối cùng, hệ số KxH được xác định bằng 1, dựa trên các công thức 6.1 và 6.1a trang 91 và 93 của tài liệu tham khảo [1], để đảm bảo quá trình gia công chính xác và hiệu quả.
Như vậy 𝜎 𝐻 < [𝜎 𝐻 ] = > cặp bánh răng đảm bảo độ ề b n tiếp xúc
3.1.10 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Điều kiện b n u n: ề ố 𝜎 𝐹 = 2𝑇 2 𝑏 𝑌 𝐹3 𝐾 𝐹 𝑌 𝜀 𝑌 𝛽
𝑤 𝑑 𝑤3 𝑚 𝑛 ≤ [𝜎𝐹] Xát định hệ số tương đương
X: hệ số dịch chỉnh x = 0 do không ịch ch nh d ỉ
Theo bảng 6.14 trang 107, [1] với v = 0,92 m/s và cấp chính xát 9 𝐾𝐹𝛼= 1,37 Áp dụng công thức 6.47 trang , [1]
𝛿𝐹 = 0,006 H s kệ ố ể đế ảnh hưởn ng của các sai số ăn khớp ( b ng 6.15 trang 107, [1] ả
𝑔 𝑜 = 82 H s kệ ố ể đế ảnh hưởn ng của các sai lệch bước răng 1 và 2 ( bảng 6.16 , trang
Hệ s dố ạng răng 𝑌𝐹 theo b ng 6.18 trang 109, [1] ả Đối với bánh dẫn 𝑌 𝐹3 = 3,80 Đối với bánh bị dẫn 𝑌𝐹4= 3,6
𝑌 𝛽 = 1 − 140 𝛽° = 1 − 14,9 140 = 0,9 h s k ệ ố ể đến độ nghiêng của răng
𝐾𝑥𝐹 = 1 (𝑑𝑎≤ 400 𝑚𝑚) Áp dụng công thức 6.2 và 6.2a trang 91 và 93 [1]
[𝜎4] = [𝜎4]𝑌𝑅𝑌𝑆𝐾𝑥𝐹= 236 57, 1.1.1 #6 57, 𝑀𝑃𝑎 Độ bền uốn tại chân răng
3.1.11 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Hệ s ố quá tả ộng cơ i đ 𝐾𝑞𝑡= 𝑇 𝑚𝑎𝑥 𝑇 = 2,2 Áp dụng công thức 6.48 trang 110, [1] ứng suất quá tải
𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥= [𝜎𝐻] √𝐾𝑞𝑡= 495 45, √2,2 s4 87, 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎 𝐻 ] 𝑚𝑎𝑥 = 1260 𝑀𝑃𝑎 Áp dụng công thức 6.49 trang 110, [1]
Hệ số d ch ch nh ị ỉ 𝑥 = 03 𝑥 = 04 Đường kính vòng chia 𝑑 3 = 𝑚
C ặp bánh răng trụ răng nghiêng cấ p nhanh
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế , ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau
Theo bảng 6.1 , trang 92 , [ 1 ] ta ch n: ọ
+ Bánh răng nhỏ ( bánh chủ động ) : thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241 285 có
𝜎𝑏1 = 850 MPa , 𝜎𝑐ℎ2= 580 MPa , ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB1 = 245HB + Bánh răng lớn ( bánh bị động ) : thép C45 tôi cải thiện đạt độ ắn HB192 240 có r
𝜎𝑏2 = 750 MPa , 𝜎𝑐ℎ2 = 450 MPa , ta chọn độ ắ r n của bánh lớn là HB2 = 230HB.
3.2.2 xát định ứng xuất cho phép
Số chu kì thay đổi ứng suất cho phép
Số chu kì làm việc trong điều ki n tệ ải trọng thay đổi:
𝐿ℎ= 8.230.3.8 = 44160 h , làm ệc 3 vi ca c = 1 số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
Theo bảng 6.2 trang 94, [ 1 ] với thép C45 được tôi cải thiện ta có ( 𝑆ℎ= 1,1) Giới hạn mỏ ếp xúc i ti 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚= 2 𝐻𝐵 + 70
+ Bánh chủ động 𝜎 𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚3 = 2 𝐻𝐵 1 +70= 2.245+70 560= 𝑀𝑃𝑎+ Bánh bị động 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚3= 2.𝐻𝐵2+ 70= 2.230 70 530+ = 𝑀𝑃𝑎
3.2.5 ứng suất uốn cho phép:
+ tra b ng 6.2 trang 94, ả [1] ta có 𝐾𝐹𝐶= 1 khi đặt tải một phía ( bộ truy n quay 1 ề chiều): 𝑆 𝐹 = 1,75
3.2.6 Ứng suất quá tải cho phép
3.2.7 Xát định sơ bộ khoảng cách trục
Vì đây là HGT đồng trục 2 cấp nên 𝑎 𝑤1 = 𝑎 𝑤2 = 180 𝑚𝑚
𝐾𝐻𝛽= 1,07– Trị ố phân bố không đề ải trọ s u t ng chi u rề ộng vành đai, với 𝜓 𝑏𝑑 = 1 bảng 6.7 trang 98, [1]
3.2.8 Xát định các thông số ăn khớp
Theo công thức 6.8 trang 99, [1] chọn 𝑚𝑛= 2 𝑚𝑚
Chọn sơ bộ góc nghiêng răng 𝛽 = ,9° 14
Công thức 6.31 trang 103, [1] số bánh răng nhỏ
Số bánh răng lớn 𝑧 = 𝑢 𝑧 2 1 1 = 39 46.3, = 1 𝑟ă𝑛𝑔35 chọn 𝑧 2 = 135 răng
Do tỉ s truy n thố ề ực 𝑢 𝑚 = 𝑧 𝑧 2
3.2.9 Khiểm nghiệm răng về độ b n tiề ếp xúc
+ Công thức 6.33 trang 105 [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền
𝑍 𝑀 = 274 MPa h s k– ệ ố ể đến cơ tính vật liệu của các bánh °răng ăn khớp ( b ng 6.5 ả trang 96, [1]
+ Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh
𝛼𝑡 là góc profin răng và 𝑎𝑡𝑤 là góc ăn khớp
+ ZH H s kệ ố ể đến hình dạng b mề ặt tiếp xúc ( công thức 6.34 , trang 105 , [1] )
+ 𝛽𝑏góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở
𝑍𝜀 H s kệ ố ể đến sự trùng khớp của bánh răng
+ Hệ số trùng khớp dọc
𝜋 2 = 1, > 168+ Hệ số trùng khớp ngang
𝑧 2 )] cos𝛽= 1,74 Áp dụng công thức 6.36 trang 105 [1] ta có:
+ H s t i tr ng khi tiệ ố ả ọ ếp xúc
𝐾 𝐻𝛽 = 1,07 - H s k ệ ố ể đến sự phân bố không đề ải trọng trên chiề ộng vànhu t u r răng ( bảng 6.7 , trang 98 , [ 1 ] ) Áp dụng công thức 6.40 , trang 106 , [ 1 ] vận tốc vòng c a bánh chủ ủ động
𝑚 +1 = 3, +1 2.180 46 = 80 𝑚𝑚 Đường kính vòng lăn bánh chủ động
60000 = 2,54 𝑚/𝑠 v = 2,54 m/s 4 theo b ng 6.13 trang 106, [1] c≤ ả ấp chính xát 9 ta chọn 𝐾𝐻𝛼= 1,13 công thức 6.42 trang 107, [1] ta có:
𝛿𝐻= 0,002 H s kệ ố ể đế ảnh hưởn ng của các sai số ăn khớp ( b ng 6.15 , trang 107 , [1] ả
𝑔 𝑜 = 82 H s kệ ố ể đế ảnh hưởn ng của các sai lệch bước răng 1 và 2 ( bảng 6.16 , trang
Khi vận tốc v = 2,54 m/s nhỏ hơn 4 m/s, hệ số Zv bằng 1, với cấp chính xác động học là 9 và cấp chính xác về mặt tiếp xúc là 8, yêu cầu gia công đạt độ nhám R = 1,25 đến 0,63 μm, do đó hệ số ZR bằng 1 Đường kính vòng đỉnh răng da nhỏ hơn 700mm và hệ số KxH bằng 1 Áp dụng theo công thức 6.1 và 6.1a trên trang 91 và 93 của tài liệu tham khảo [1].
Như vậy 𝜎𝐻< [𝜎 𝐻 ] = > cặp bánh răng đảm bảo độ ề b n tiếp xúc
3.2.10 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Điều kiện b n u n: ề ố 𝜎𝐹= 2𝑇 1 𝑏 𝑌 𝑤 𝐹1 𝑑 𝑤1 𝐾 𝐹 𝑚 𝑌 𝑛 𝜀 𝑌 𝛽 ≤ [𝜎 𝐹 ]
Xát định hệ số tương đương
Theo bảng 6.14 trang 107, [1] v i v = 3,98 m/s ớ và cấp chính xát 9 𝐾𝐹𝛼= 1,37 Áp dụng công thức 6.47 trang , [1]
𝛿𝐹 = 0,006 H s kệ ố ể đế ảnh hưởn ng của các sai số ăn khớp ( b ng 6.15 trang 107, [1] ả
𝑔 𝑜 = 82 H s kệ ố ể đế ảnh hưởn ng của các sai lệch bước răng 1 và 2 ( bảng 6.16 , trang
Hệ s dố ạng răng 𝑌 𝐹 theo b ng 6.18 trang 109, [1] ả Đối với bánh dẫn 𝑌𝐹1= 3,80 Đối với bánh bị dẫn 𝑌𝐹2= 3,6
𝑌 𝛽 = 1 − 140 𝛽° = 1 − 14,56 140 = 0,9 h s k ệ ố ể đến độ ghiêng của răng n
𝐾 𝑥𝐹 = 1 (𝑑 𝑎 ≤ 400 𝑚𝑚) Áp dụng công thức 6.2 và 6.2a trang 91 và 93 [1]
[𝜎2] = [𝜎2]𝑌𝑅𝑌 𝑆 𝐾 𝑥𝐹 = 236 57, 1.1.1 #6 57, 𝑀𝑃𝑎 Độ bền uốn tại chân răng
3.2.11 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Hệ s ố quá tả ộng cơ i đ 𝐾 𝑞𝑡 = 𝑇 𝑚𝑎𝑥 𝑇 = 2,2 Áp dụng công thức 6.48 trang 110, [1] ứng suất quá tải 𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥= [𝜎𝐻] √𝐾𝑞𝑡 307 62, √2,2 = 456 31, 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎𝐻] 𝑚𝑎𝑥 = 1260 𝑀𝑃𝑎 Áp dụng công thức 6.49 trang 110, [1]
3.2.12 Thông số kích thước bộ truyền
Hệ số d ch ch nh ị ỉ 𝑥1= 0 𝑥 = 02 Đường kính vòng chia 𝑑 1 = 𝑚
THIẾT KẾ TRỤC
Các đường kính bánh răng
Thông số bánh răng Bộ truyền cấp nhanh Bộ truyền cấp chậm
Bánh dẫn Bánh bị dẫn Bánh dẫn Bánh bị dẫn
Môdun, m 2 Đường kính vòng chia, mm
𝑑 1 = 80 𝑑 2 = 280 𝑑 3 = 80 𝑑 4 = 280 Đường kính vòng lăn, mm 𝑑 𝑤1 = 80 𝑑 𝑤2 = 280 𝑑 𝑤3 = 80 𝑑 𝑤4 = 280 Đường kính vòng đỉnh,
Chiều rộng vánh răng, b- mm
Lực vòng, 𝑭𝒕 𝐹𝑡1= 𝐹𝑡2= 2485 35, 𝑁 𝐹𝑡3= 𝐹𝑡4= 7727 70, 𝑁 Lực hướng tâm, 𝑭𝒓 𝐹𝑟1= 𝐹𝑟2= 965 19, 𝑁 𝐹𝑟3= 𝐹𝑟4= 3001 03, 𝑁 Lực dọc trục 𝑭𝒂 𝐹 𝑎1 = 𝐹 𝑎2 d5,53 N 𝐹 𝑎3 = 𝐹 𝑎4 07 N
Chọn vật li ệu và ứ ng su ất cho phép
Dựa vào bảng 6.1 trang 92, [1] ch n vọ ật liệu đểchế t o trạ ục là thép C45 tôi cải thiện có độ rắn HB 241 285, 𝜎 𝑏 = 850 𝑀𝑃𝑎 và 𝜎 𝑐ℎ = 580 𝑀𝑃𝑎 ứng suất xoắn cho phép [𝜏]= 15 30 Mpa
Xát định sơ bộ đư ờng kính trụ c thứ k ;
Trục I
Trục II
Trục III
+ Theo b ng 10.2, trang 189, [1] ta chả ọn sơ bộ đường kính và bề ộ r ng ổ lăn theo tiêu chuẩn
+ Tra b ng 1.7 trang 243, [1] ta ch n ả ọ 𝑑𝑑𝑐= 32 𝑚𝑚
+ Vì trục I nối qua động cơ qua khớp nối nên đường kính sơ bộ của trục I là
Chiều dài may ơ bánh răng trụ:
Lực vòng: 𝐹𝑡1= 2485,35 N Lực hướng tâm: 𝐹𝑟1= 965 19, 𝑁
Lực d c tr c: ọ ụ 𝐹𝑎1= 645 53, 𝑁 Lực tác dụng lên bánh đai: 𝐹𝑟𝑑= 1192 72, 𝑁
4.5.3 Tính đường kính các đoạn trục
Tiết diện nguy hiểm nh t t i D:ấ ạ
= √87255,70 2 + 75181,84 + 0, 2 75.111841, 1 2 = 150489,83 𝑁𝑚𝑚 Tra bảng 10.5 trang 194 [1] với đường kính sơ bộ là [𝜎 = 67 ] 𝑀𝑃𝑎
Tại vị trí D lắp bánh răng nên có rãnh then: 𝑑𝑑(,8(1,05 1,1) = 30,24 32,68) nên ta chọn theo tiêu chuẩn là 𝑑𝑑 = 35 mm
Theo tiêu chuẩn để phù hợp với kết câu ổ lăn ta chọn 𝑑𝑎= 𝑑𝑏= 30 𝑚𝑚
Theo tiêu chuẩn và phù hợp với kết cấu bánh đai ta chọn dc mm
4.6.3 Tính đường kính các đoạn trục
Tiết diện nguy hiểm nh t t i D:ấ ạ
= √220785 2 +486053,73 2 + 0,75.385167,12 2 b9491,48 𝑁𝑚𝑚 Tra bảng 10.5 trang 194 [1] với đường kính sơ bộ là [𝜎 ] = 67 𝑀𝑃𝑎
Tại vị trí D lắp bánh răng nên có rãnh then: 𝑑𝑑 = 42,46(1,05 1,1) = 41,1 46,2) nên ta chọn theo tiêu chuẩn là 𝑑 𝑑 E mm
Theo tiêu chuẩn và phù hợp với kết cấu bánh đai ta chọn dc E mm
Theo tiêu chuẩn để phù hợp với kết câu ổ lăn ta chọn 𝑑𝑎= 𝑑𝑏= 40 𝑚𝑚
Lực vòng: 𝐹 𝑡4 = 7727,7 N Lực hướng tâm: 𝐹 𝑟4 = 3001 03, 𝑁
Mà 𝑀𝑎1= 𝐹𝑎4 𝑑 4 2 = 2007 309,95 2 = 311034 83, 𝑁 𝑚𝑚 Độ ớ l n lự ừc t kh p nối được xát đớ ịnh
Dt là đường kính vòng tròn đi qua tâm các chốt của n i trục đàn hố ồi
4.7.3 Tính đường kính các đoạn trục
Tiết diện nguy hiểm nh t t i D:ấ ạ
Tra bảng 10.5 trang 194 [1] với đường kính sơ bộ là [𝜎 ] = 55 𝑀𝑃𝑎
Tại vị trí D lắp bánh răng nên có rãnh then: Dd = 61,7(1,05 1,1) = 64,8 67,8) nên ta chọn theo tiêu chuẩn là Dd e mm
Theo tiêu chuẩn và phù hợp với kết cấu bánh đai ta chọn dc P mm
Theo tiêu chuẩn để phù hợp với kết câu ổ lăn ta chọn 𝑑𝑎= 𝑑𝑏= 60 𝑚𝑚
4.7.4 Vẽ sơ ộ kb ết cấu trục
Kiểm nghiệm điều ki n b n chệ ề ặt và bền cắt đố ới then i v
Với các tiết di n trệ ục dùng mối ghép then cần ki m mể ối ghép về độ ề b n dập và độ ề b n cắt theo công thức sau:
Trong quá trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, ta chọn giá trị ứng suất dập cho phép [𝜎 𝑑] là 100 MPa, cao hơn 5% so với giá trị cho phép ban đầu theo bảng 9.5/178 của sách Trịnh Chất Đồng thời, ứng suất cắt cho phép [𝜏𝑐] được xác định trong khoảng từ 40 đến 60 MPa để đảm bảo độ bền và độ an toàn của hệ thống.
Bảng kiểm nghiệm then: (bảng 9.1/173
Tiết diện Đường kính trục d, mm
C 50 80 16 14× 5,4 1197600,3 63,3 34 Vậy tất cả các mỗi ghép then đều đảm bảo yêu cầu v ề độ ề b n dập và độ ề b n cắt
4.8 Kiểm nghi m tr c theo h s ệ ụ ệ ố an toàn:
- Vật liệu trục: thép C45, tôi cải thi n ệ
- H sệ ố xét đế ảnh hưởn ng t p trung tậ ải trọng: 𝐾𝜎, 𝐾𝜏
Tra bảng 10.9/413 [1] với 𝜎𝑏 = 785 MPa, ta có: 𝐾𝜎 = 2,03;𝐾𝜏 = 1,87
Hệ s ố tăng bền b mề ặt: 𝛽 = 2, tra b ng 10.5/411 ả [1], ng vứ ới trường hợp tôi bề ặt m bằng t n s ầ ốcao
Ta chọn h s ệ ố xét đế ảnh hưởn ng của ứng suất trung bình: Ψ 𝜎 = 0,1; Ψ 𝜏 = 0,05
• Tiết diện nguy hiểm nhất:
Trục I: Tiết di n t i D (lệ ạ ắp bánh răng)
Trục II: Tiết di n t i D (lệ ạ ắp bánh răng).
Trục III: Tiết di n t i D (lệ ạ ắp bánh răng).
Moment c n uả ốn W đối với trục có một then: W = 𝜋𝑑 3
Moment c n xo n ả ắ 𝑊 𝑜 đố ới trục có mội v t then: 𝑊 𝑜 = 𝜋𝑑 3
Tiết diện Đường kính trục, mm b×h 𝑡 1 , 𝑚𝑚 W (𝑚𝑚 3 ) 𝑊 𝑜 (𝑚𝑚 3 )
𝑠𝜎, 𝑠𝜏là hệ ố an toàn xét riêng cho ứ s ng suất uốn và ứng su t xoấ ắn:
Khi đó hệ số kiểm ngiệm an toàn cho trục là: s = 𝑠 𝜎 𝑠 𝜏
Theo bảng 10.4/411 [1], ta có bảng s ốliệu bên dưới:
• Bảng kiểm nghi m h s ệ ệ ố an toàn:
Tiết diện Đường kính trục, mm 𝜀𝜎 𝜀𝜏 𝜎𝑎 𝜏𝑎 𝑠𝜎 𝑠𝜏 s
Trục I D 35 0,84 0,78 70,53 7,09 3,68 19,77 3,62 Trục II D 45 0,81 0,76 60,44 12,14 4,15 11,26 3,89 Trục III D 65 0,78 0,74 44,83 13,56 5,38 9,83 4,72
Vậy các tiết diện nguy hiểm trên cả 3 trục đều đảm bảo an toàn về mỏi: s ≥
CHƯƠNG 5: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ LỰA CHỌN Ổ LĂN
5.1 Trục I Đường kính ngõng trục: d = 25 mm
Số vòng quay n = 538,89 vòng/phút
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:
Khi đó tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:
Ta có lực tác dụng dọc tr c: ụ 𝐹𝑎1= 645 53, 𝑁
Tra bảng P2.12 trang 263,[1] ta có bảng sau ta chọn sơ bộ loại ổ bi đỡ chặn c nh hỡ ẹ ẹp : α = 12
Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) b (mm) C (kN) Co (kN)
𝑜= 645,53 1220 = 0,026 tra bảng 11.4 trang 216 [1] ta ch n e = 0,34 ọ
Hệ s X,Y ( ch n V = 1 ng vố ọ ứ ới vòng trong quay)
Lực d c trọ ục tác động vào ổ A,B do lực hướng tâm gây ra
Tổng lực dọc trục tác dụng lên các ổ
5.1.1 Tải trọng động qui ước công thức 11.3 trang 214 [1]
Hệ s ố ảnh hưởng nhiệt độ (t°