Thông qua việc hoàn thiện đồ án, chúng em có thể áp dụng đượccác kiến thức từ các môn học như truyền động cơ khí, sức bền vật liệu, hình họa và vẽ kỹ thuật cơ khí, dung sai và kỹ thuật đ
Đặc điểm của hộp giảm tốc
Trong các hệ thống dẫn động cơ khí, hộp giảm tốc là một tổ hợp biệt lập gồm các bộ truyền bằng bánh răng hoặc trục vít, hoạt động theo nguyên lý ăn khớp trực tiếp và có tỷ số truyền không đổi Hộp giảm tốc được dùng để giảm vận tốc góc và tăng momen xoắn, nhờ đó tối ưu hóa quá trình truyền động Dựa theo tỉ số truyền chung, hộp giảm tốc được phân thành một cấp và nhiều cấp Tùy theo loại truyền động bên trong, có các loại hộp giảm tốc bánh răng trụ, bánh răng côn và côn - trụ.
Hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp có ưu điểm là có thể tránh được lực dọc trục trong quá trình giảm tốc và mang lại sự ổn định vận hành cao; nhược điểm là giá thành đắt hơn, quá trình chế tạo khó khăn vì đòi hỏi dung sai nghiêm ngặt, đồng thời việc lắp ráp trở nên khó khăn và khối lượng cùng kích thước lớn hơn so với hộp giảm tốc bánh răng trụ.
Hình 1.1: Sơ đồ hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp
Chọn công suất cần thiết của động cơ
Theo công thức 2.16 [2] ta có:
Moment đẳng trị trên băng tải
Theo đồ thị đặc tính tải trọng ta có:
Theo công thức 2-3 [1] ta có:
→ 𝑀 đ𝑡 = 1843,174 (Nm) Công suất đẳng trị trên băng tải tính theo công thức 2-4 [1] :
Công suất cần thiết của động cơ:
Với 𝜂 đ , 𝜂 𝑏𝑟𝑐 , 𝜂 𝑏𝑟𝑡 , 𝜂 𝑜𝑙 tra bảng 2-1 [1] ta được
𝜂 đ = 0,95 Hiệu suất của bộ truyền đai thang
𝜂 𝑏𝑟𝑐 = 0,96 Hiệu suất của bánh răng côn được che kín
𝜂 𝑏𝑟𝑡 = 0,97 Hiệu suất của một cặp bánh răng trụ được che kín
𝜂 𝑜𝑙 = 0,995 Hiệu suất của một cặp ổ lăn (4 cặp ổ lăn )
Ta suy ra công suất cần thiết của động cơ:
Chọn số vòng quay sơ bộ
Theo công thức 2.18 [1] ta có: 𝑛 𝑠𝑏 = 𝑛 𝑙𝑣 𝑖
Tra bảng 2.4[2] ta có: 𝑖 đ = 4 tỷ số truyền đai thang
𝑖 ℎ𝑔𝑡 = 11 tỷ số truyền hợp giảm tốc 2 cấp
Chọn động cơ đi
Ta cần chọn động cơ làm việc ở chế độ dài hạn và động cơ phải có công suất lớn hơn công suất cần thiết: N đm ≥ N ct = 6,9078 (kW).
Theo bảng P1.2 [2] trang 234 ta chọn động cơ có số hiệu Dk.52 - 4 có các thông số như sau:
Bảng 1.1: Các thông số cơ bản của động cơ điện Kiểu động cơ
(vòng/phút ) cosϕ T K /T đn T max /T đn Moment vô lăng của rôto
Khối lượng động cơ (kg)
Phân phối tỷ số truyền
Dựa vào số vòng quay của động cơ điện đã chọn, ta tính tỉ số truyền như sau, theo trang 30
Trong đó ta tra bảng 2.4 [2] được: ihgt = 12 tỉ số truyền hộp giảm tốc bánh răng côn 2 cấp
Tỉ số truyền còn lại: i = 𝑖 𝑐ℎ 𝑢 𝑛 𝑔 = 46,3989 = 3,866 đ 𝑖 ℎ𝑔𝑡 12
Phân phối tỉ số truyền của hộp giảm tốc
Chọn tỉ số truyền của bánh răng côn so với bánh răng trụ theo công thức 2.19 ibrc = 1,3 ibrt Mà ihgt = ibrt ibrc
Tỉ số truyền của bánh răng trụ i = √ 𝑖 ℎ𝑔𝑡 = √ 12 = 3,0382 brt 1,
Tỉ số truyền của bánh răng côn i = 𝑖 ℎ𝑔𝑡 = 12 = 3,9497 brc 𝑖 𝑏𝑟
Tỉ số truyền cuối cùng của hộp giảm tốc ihgt = ibrc ibrt = 3,04 3,95 = 11,999
Với: i brt : tỷ số truyền bánh răng trụ ; i brc là tỷ số truyền bánh răng côn.
Tính công suất trên các trục
Công suất cần thiết trên trục của động cơ trang 48 [2]:
Trục động cơ: N đc = N ct = 6,9078 (kW)
Trục 1: N1 = Nct ηol ηđai = 6,9078 0,995 0,95 = 6,5295 (kW)
5Trục tang: Ntang = N3 ηnt ηol = 6,0195 1 0,99 = 5,9593 (kW)
Tốc độ quay trên các trục
Tốc độ quay trên trục tính theo các công thức trang 49 [2]:
Trục động cơ: nđc = 1440 (vòng/phút)
Trục tang: ntang = n3 = 30 (vòng/phút)
Momen xoắn trên các trục
Momen xoắn trên trục được tính theo các công thức trang 49 [2]
Momen xoắn trên trục động cơ:
Momen xoắn trên trục II:
Momen xoắn trên trục III:
Momen xoắn trên trục tang:
Bảng 1.2: Tổng hợp lại các thông số
Trục Thông số Động cơ I II III
CHƯƠNG II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI
2.1 Thiết kế bộ truyền đai
Ta chọn đai thang để tăng khả năng tải của bộ truyền đai nhờ tăng hệ số ma sát giữa đai và bánh đai Việc xác định loại đai dựa vào số vòng quay của bánh đai nhỏ (động cơ điện) và công suất cần truyền giúp ta chọn được đai phù hợp Trong trường hợp này, đai thang thường loại B là lựa chọn tối ưu cho bộ truyền đai.
Hình 2.1: Chọn đai theo số vòng quay bánh nhỏ và công suất cần truyền
Đầu tiên chọn loại đai dựa trên số vòng quay của bánh nhỏ và công suất cần truyền Sau đó, dựa vào đặc tính của loại đai đã chọn, tiến hành tính toán các thông số phù hợp như tỷ số truyền, lực căng và công suất truyền tối đa để đảm bảo vận hành ổn định và hiệu quả Việc xác định đúng các thông số này giúp tối ưu hiệu suất truyền lực và kéo dài tuổi thọ của hệ truyền động.
Bảng 2.1: Bảng các thông số đai loại B
STT Thông số đai Đai loại B
1 Diện tích tiết diện: A (mm 2 ) 138 (mm 2 )
2 Đường kính bánh đai nhỏ
Theo tiêu chuẩn bảng 5.13 vài bảng 5.14 [4] d1 = 200 (mm)
Kiểm nghiệm vận tốc của đaiTheo công thức 5.39
60.1000 60.1000 vmax = (30 35) m/s v < vmax thỏa điều kiện
Tính đường kính bánh bị dẫnTheo công thức
= 1440 200 (1 − 0,02) = 784 mm quy tròn theo tiêu chuẩn bảng 4.21 [2]360 d2 = 800 (mm)
Kiểm nghiệm số vòng quay trục bị dẫnTheo công thức 5.27 [4] n2 = (1-ξ) d1 𝑛 d 2 1
STT Thông số đai Đai loại B
Sơ bộ khoảng cách trục
Theo bảng 5.14 [4] với iđai = 4 ta có a = 0,95.d2 = 0,95.800 = 760 mm Điều kiện: 0,55(d1+d2) + h a 2(d1+d2).
Quy tròn theo tiêu chuẩn bảng 5.11 [4]
Kiểm nghiệm số vòng chạy của đaiTheo công thức 5.41 [4] i = 𝑣 ≤ imax= 10 (vòng/s)
Xác định chính xác khoảng cách trục a
Xác định số đai cần thiết
Công suất trên bánh dẫn N 6,9708 (kW)
Diện tích tiết diện đai A 138 (mm 2 )
Công suất có ích cho phép [P0] 5,75
Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốcTheo công thức 5.44 [4] tìm
Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng Cr 0,6
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)
Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài L
Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đaiTheo công thức 5.45 [4]
Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền Ci 1,14
Các kích thước chủ yếu của bánh đai
B = (z−1)t + 2S Tra bảng 10-3 [1] để tìm (t , S, ho) t = 26
Xác định các đường kính ngoàiTheo công thức 5.47
[4]dn1 = d1 + 2hodn2 = d2 + 2ho ho = 6 dn1 = 212 (mm) dn2 = 812 (mm) 13
Lực tác dụng lên trục Theo công thức
Các thông số cơ bản của bộ truyền Đai thang loại B được thể hiện qua đường kính bánh dẫn d1 là 200 mm và đường kính bánh bị dẫn d2 là 800 mm, cũng như đường kính ngoài dn1 là 212 mm và dn2 là 812 mm Những giá trị này mô tả cấu hình kỹ thuật và phục vụ cho tính toán tỉ lệ truyền, khoảng cách lắp đặt và khả năng truyền động của hệ thống đai thang loại B.
Chiều rộng bánh đai B 60 (mm)
Lực căng ban đầu Fo 207 (N)
Lực tác dụng lên trục F 1177,8 (N)
CHƯƠNG III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG
3.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng trụ
3.1.1 Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện
Vì đây là bộ truyền chịu tải trọng trung bình nên chọn độ rắn bề mặt của răng HB
Để nâng cao khả năng chống mòn cho hệ bánh răng ở mức cứng dưới 350 HB, ta chọn độ rắn của bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn từ 20 đến 50 HB Đồng thời, nên chọn phôi dập làm phôi để quá trình gia công dễ dàng và tiết kiệm chi phí.
Ta dùng bảng 3-6 và 3-8 tài liệu [1] để chọn vật liệu bánh răng nhỏ và lớn
Bảng 3.1: Thông số vật liệu của bánh răng dựa trên phôi dập
Bánh răng Loại Thép Đường kính phôi (mm)
Giới hạn bền kéo (N/mm 2 )
Giới hạn chảy (N/mm 2 ) Độ rắn HB
Bánh nhỏ Thép C50 thường hóa 100-300 600 300 230
Bánh Lớn Thép C45 thường hóa 300-500 560 280 200
3.1.2 Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng xuất mỏi uốn cho phép
3.1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép
Trong thiết kế bánh răng, σNotx là ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài, được xác định theo bảng 3-9 [1] k′N là hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc, được tính theo công thức 3-2 [1].
N0: số chu kỳ cơ sở của đường cong mõi tiếp xúc bảng 3-9[1].
Ntđ: số chu kỳ tương đương, trường hợp bánh răng chịu tải trọng thay đổi. Trong đó:
- Mi, ni, Ti: lần lượt là moment xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i.
- Mmax: là moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (không tính đến moment xoắn do quá tải trong thời gian rất ngắn).
- u: số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng.
Suy ra: [σ]Notx1 = 2,6HB = 2,6.230 = 598 (N/mm2) Bánh răng lớn
N tđ ≥ N o nên k’ N = 1 Suy ra: [σ]Notx2 = 2,6.HB = 2,6.235 = 520 ( N/mm2)
3.1.2.2 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 − 1: là giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng với thép thì ứng với σ − 1= (0,4
- σ BK: giới hạn bền kéo của một số loại thép cho trong bảng 3-8 [1] ta được σ
BK= 600 (N/mm2) đối với bánh nhỏ và σ BK= 560 (N/mm2) đối với bánh lớn.
- n: là hệ số an toàn đối với thép cán thường hóa n 1,5.
- Kσ : hệ số tập trung ứng suất chân răng, đối với bánh răng thép thường hóa ta được Kσ =1,8.
N O : là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn, có thể lấy N o 5.106.
N td : số chu kỳ tương đương khi tải trọng thay đổi và Ntđ= 60u ∑( 𝑀 𝑖
𝑇 𝑖 𝑛 𝑖 m: là bậc đường cong mỏi có thể lấy m 6 đối với thép thường hóa.
Vì N o = 5.106 nên N tđ > N o suy ra k’N = 1
3.1.3 Hệ số chiều rộng vành răng ψe và tải trọng tính
3.1.3.1 Hệ số chiều rộng vành răng
C h ọ n hệ số chiều rộng vành
17 răng, đối với bánh răng côn có thể định ψe chọn ψe= 0,3
Với ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σ]tx = 2,6.HB = 2,6.200 = 520 (N/mm2) lấy của bánh lớn, [σ]tx của bánh lớn nhỏ hơn [σ]tx của bánh nhỏ nên nếu thỏa của bánh lớn thì chấp nhận. i = 𝑛 1 360 = 3,95
3.1.3.2 Hế số tải trọng tính
Trục được lắp trên ổ bi đỡ chặn ,ta chọn sơ bộ hệ số tải trọng KHB= 1,23 theo ψ e.i bảng 3.14[3] với
3.1.4 Tính các thông số của bộ truyền bánh răng côn
Tính đường kính vòng chia ngoài de1 theo công thức 3.79[3]: d = 953 𝑇 1 𝐾 𝐻𝐵 e1 √ 0,85
Theo bảng 3.15[3] ta có de1 và i nên ta chọn số răng Z1p = 17
Theo độ rắn ta chọn Z1 = 1,6.17= 27.2, ta chọn Z1= 27 răng
Tỉ số truyền thực im = 𝑍 2 = 106 = 3,93
Sai số tỉ số truyền:
Môđun vòng chia ngoài theo công thức: me= 𝑑 𝑒1 = 97,51 = 3,6
Theo tiêu chuẩn bảng 3.2[3] chọn me = 4
19 Đường kính vòng chia ngoài de1 = me.Z1= 4.27 = 108 (mm) de2 = me.Z2= 4.106 = 424 (mm)
Chiều dài côn trung bình
Rm = Re (1– 0,5. e )= 218,7(1 – 0,5.0,3)= 185,895 (mm) Môđun trung bình mm = me(1-0,5. e ) = 4.(1-0,5.0,3)= 3,4 (mm) Đường kính vòng chia trung bình dm1 = mm.Z1= 3,4.27 = 91,8 mm dm2 = mm.Z2 = 3,4.106 = 360 mm
Hệ số dịch chỉnh theo bảng 6.20[4]: x1 = 0,31 ; x2 = -0,31
Chiều rộng vành răng b = Re ψe = 218,7.0,3= 65,61
3.1.5 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh
Vận tốc vòng của đường kính trung bình theo công thức 3.81[3] :
Theo bảng 3-11 [1] ta chọn cấp chính xác của bánh răng nón với v = 1,73
Ta chọn được cấp chính xác là 8.
Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba thành phần
3.1.7 Hệ số tải trọng động
3.1.8 Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc của răng Ứng suất tính toán theo công thức 3.51[3]:
Vì vật liệu là thép nên Z/M = 274MPa1/3 bảng 6.5[2]
ZH = 1,76 hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc
𝑍 𝗌 = √ (4−𝗌 𝛼 ) hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Hệ số trùng khớp ngang
KH hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
𝐾 𝐻𝛽 = 1,2 hệ số kể đến sự phân bố không đều trên vành răng
𝐾 𝐻𝛼 = 1 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
0,85.73.3,95.91,8 2 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
ZV hệ số ảnh hưởng góc với HB≤ 350 theo công thức 3.61[2]
KxH hệ số ảnh hưởng của kích thước răng theo công thức 3.63[2]:
10 4 10 4 bề mặt Khi R a 1,25𝜇𝑚 ÷ 2,5𝜇𝑚 thì ZR = 0,95 hệ số ảnh hưởng của độ nhám
→ σ H = 311,98 N/mm2 < [σ] H = 457,5 N/mm2 (thỏa điều kiện)
3.1.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn bánh răng
Hệ số dạng răng được tính bằng công thức thực nghiệm 3.66[2]:
Xác định số răng tương đương:
= 3,49 Ứng suất uốn cho phép theo công thức 3.71[2]:
Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều KFC = 0,8 khi quay 2 chiều
Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám YR =1,2 khi đánh bóng
Hệ số kích thước Yx khi tôi bề mặt và thắm nito với
Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất
= 90,37 1,2.1,03.0,987.0,8 = 87,39 N/mm 2 Đặt tính so sánh độ bền uốn của bánh răng
Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh răng có độ bền thắp hơn
Hệ số tải trọng tính
𝐾 𝐹𝛽 = 1,02 đối với trục đối xứng bảng 3.8[3]
KF = 1,02.1,03.1= 1,056 Ứng sức uốn tính toán σ 𝐹1 = 3,96.3773.1,056
3.1.10 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải 3.43[1]
27 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải công thức 3.46[1]:
Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc công thức 6.48[2]: σ 𝐻𝑚𝑎𝑥 = [σ] 𝐻 √𝐾𝑞𝑡 = 311,98 √2 = 441,2 N/mm 2
Kiểm nghiệm ứng suất uốn công thức 3.42[1]: σ 𝑢𝑞𝑡 = σ 𝑢 𝐾 𝑞𝑡 < [σ] 𝑢𝑚𝑎𝑥 Bánh nhỏ : σ 𝑢𝑞𝑡1 = σ 𝑢1 𝐾 𝑞𝑡 = 88,88 2 7,76 N/mm 2 < [σ] 𝑢1𝑚𝑎𝑥 Bánh lớn: σ 𝑢𝑞𝑡2 = σ 𝑢2 𝐾 𝑞𝑡 = 90,37 2 0,74 N/mm 2 < [σ] 𝑢2𝑚𝑎𝑥
3.1.11 Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền
Bảng 3.2: Các thông số hình học bộ truyền cấp nhanh
Tên Thông Số Giá Trị
Chiều dài côn Re = 218,7 (mm)
Chiều dài côn trung bình Rm = 185,95
Chiều rộng vành răng b= 65 mm
Góc côn chia 𝛿 1 = 14°20′ 𝛿 2 = 75°80′ Đường kính vòng chia trung bình dm1= de1(1 - 0,5 𝑏 ) = 91 (mm)
Chiều cao răng ngoài he= 2hte.me + c = 2.1.4 + 0.8 =8,8 Với: hte = 𝑐𝑜𝑠𝛽 ; c = 0,2mte
Chiều cao đầu răng ngoài hae1= (hte + x1𝑐𝑜𝑠𝛽)me= 5,32 hae2 = 2htemte – hae1 = 2,68 Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 = de1 + 2hae1.cos𝛿1 = 118(mm) dae2 = de2 + 2hae2.cos𝛿2 C4(mm)
Chiều cao chân răng ngoài hfe1= he – hae1 = 3,48(mm) hfe2= he – hae2 = 6,12(mm)
3.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
3.2.1 Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện
Vì đây là bộ truyền chịu tải trọng trung bình nên chọn độ rắn bề mặt của răng HB
Để có khả năng chịu mòn tốt, ta chọn độ cứng của bánh răng nhỏ lớn hơn độ cứng của bánh răng lớn, với mức chênh lệch 20–50 HB Chọn phôi dập làm phôi để dễ gia công.
Ta dùng bảng 3-6 và 3-8 tài liệu [1] để chọn vật liệu bánh răng nhỏ và lớn
Bảng 3.1: Thông số vật liệu của bánh răng dựa trên phôi dập
Bánh răng Loại Thép Đường kính phôi (mm)
Giới hạn bền kéo (N/mm 2 )
Giới hạn chảy (N/mm 2 ) Độ rắn HB
3.2.2 Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng xuất mỏi uốn cho phép
3.2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép
Trong thiết kế bánh răng, [σ]Notx là ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép khi bánh răng hoạt động lâu dài, được xác định theo bảng 3-9 K’N là hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc, được tính theo công thức 3-2 Việc xác định [σ]Notx và k’N giúp đánh giá độ bền và khả năng chịu tải của liên kết tiếp xúc giữa các bánh răng dưới tải trọng liên tục, từ đó tối ưu hóa thiết kế và hiệu suất làm việc của hệ truyền động. -**Support Pollinations.AI:**🌸 **Quảng cáo** 🌸 Dùng [Pollinations.AI free text APIs](https://pollinations.ai/redirect/kofi) để tối ưu hóa nội dung thiết kế và SEO bài viết về bánh răng ngay hôm nay!
N0: số chu kỳ cơ sở của đường cong mõi tiếp xúc bảng 3-9[1].
Ntđ: số chu kỳ tương đương, trường hợp bánh răng chịu tải trọng thay đổi.
- Mi, ni, Ti: lần lượt là moment xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i.
- Mmax: là moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (không tính đến moment xoắn do quá tải trong thời gian rất ngắn).
- u: số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng.
N tđ ≥N o nên k’ N = 1 Suy ra: [σ]Notx3 = 2,6HB = 2,6.230 = 598 (N/mm2) Bánh răng lớn
N tđ ≥N o nên k’ N = 1 Suy ra: [σ]Notx4 = 2,6.HB = 2,6.200 = 520 ( N/mm2)
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 −1 : là giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng với thép thì ứng với σ −1 = (0,4 ÷0,45) σ BK
- σ BK : giới hạn bền kéo của một số loại thép cho trong bảng 3-8 [1] ta được σ
BK= 620 (N/mm2) đối với bánh nhỏ và σ BK= 560 (N/mm2) đối với bánh lớn.
- n: là hệ số an toàn đối với thép cán thường hóa n 1,5.
- K σ : hệ số tập trung ứng suất chân răng, đối với bánh răng thép thường hóa ta được Kσ =1,8.
N O : là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn, có thể lấy N o 5.106.
Ntd: số chu kỳ tương đương khi tải trọng thay đổi và Ntđ= 60u ∑( 𝑀 𝑖
𝑇𝑖 𝑛𝑖 m: là bậc đường cong mỏi có thể lấy m 6 đối với thép thường hóa.
Vì N o = 5.106 nên N tđ > N o suy ra k’N = 1
3.2.3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng
Trong thiết kế hệ thống truyền động, có thể xác định sơ bộ hệ số K ở mức từ 1,3 đến 1,5 Trị số K thấp được ưu tiên cho các bộ truyền chế tạo bằng vật liệu có khả năng chịu mòn và cho các ổ đỡ bố trí đối xứng với bánh răng hoặc các bộ truyền có vận tốc thấp; vì vậy, ta chọn K = 1,3.
3.2.4 Xác định khoảng cách trục A
Chọn hệ số chiều rộng bánh răng, đối với bánh răng trụ có thể định ψA chịu tải trung bình ψA= 0,3 ÷0,45, ta lấy ψA= 0,35
Dùng các công thức trong bảng 3-10 [1] để tính khoảng cách trục A
Ta chọn bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên theo công thức 3-9 [1] truyền
1) √( 1,05.10 6 ) 2 𝐾𝑁 Với ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σ]tx = 2,6.HB = 2,6.200 = 520 (N/mm2) lấy của bánh lớn, [σ]tx của bánh lớn nhỏ hơn [σ]tx của bánh nhỏ nên nếu thỏa của bánh lớn thì chấp nhận. i = 𝑛2 = 91,146 = 3,03
N = 6,2385 (kW) công suất bánh dẫn
Với tất cả thông số trên ta tính được:
3.2.5 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh
Vận tốc vòng của bánh răng trụ :
Theo bảng 3-11 [1] ta chọn cấp chính xác của bánh răng nghiêng với v = 0,67
Ta chọn được cấp chính xác là 8.
3.2.6 Tính chính xác hệ số tải trọng K và chọn chính xác khoảng cách trục A
- K tt : là hệ số tập trung tải trọng.
Với ổ trục không đối xứng, , ta lấy Ktt bảng = 1,16
- K đ : là hệ số tải trọng động, giả sử b ≤ 2,5.𝑚 𝑛 tra bảng 3-14 [1].
Cấp chính xác 9 Độ rắn mặt răng < 350 HB Vận tốc vòng v < 1 m/s
Vì chênh lệnh hơn 5% nên chỉnh lại trị số khoảng cách trục A theo công thức 3.21[1].
Ta vẫn chọn chính xác A = 275 (mm)
3.2.7 Xác định modun, số răng, chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của răng
Modun được chọn theo khoảng cách trục A m n = (0,01÷0,02).A = (0,01÷0,02).275 = (2,75÷5,5) (mm) Bánh răng thẳng mn = m lấy theo bảng 3-1 [1] ta có được: m = 4 (mm)
Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ)
Z 2 = i.Z 1 = 3,03.34 = 103,02 lấy Z 2 = 103 (răng) Chiều rộng bánh răng b = ψA A = 0.35.275 = 96 (mm)
Ta lấy b 2 = 100 (mm) (chiều rộng bánh răng lớn)
Vì là bánh răng trụ nên ta lấy b 1 = 105 (mm) lớn hơn b 2 5 (mm).
3.1.8 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]: σ = u 19,1.10 𝑦𝑚 2 𝑍𝑛𝑏 6 𝐾.𝑁 ≤ [ u σ]
Trong mô hình thiết kế, σu là suất ứng suất uốn sinh ra tại chân răng (N/mm²) Hệ số dạng răng y được chọn theo số răng tương đương Ztđ của mỗi bánh răng, theo bảng 3-18 [1] Đối với bánh răng trụ răng thẳng, Ztđ = Z.
= 77,66 (N/mm 2 ) σu1 ≤ [σ]u2= 77,46 (N/mm2) ≤ 91,8519 (N/mm2) (thỏa mãn điều kiện) Bánh răng lớn y2 = 0,517 Theo công thức 3-40[1] σu2 = σu1 𝑦 1 = 77,46 0,451 = 67,57 (N/mm2)
67,57 (N/mm 2 ) ≤ 82,9622 (N/mm 2 ) (thỏa mãn điều kiện)
3.1.9 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng 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= 2,3.
3.1.9.1 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
Công thức kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc công thức 3-41 [1]:
39 σ txqt = 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] σ = tx 1,05.10 𝐴.𝑖 6 √ (𝑖+1) 3 𝐾𝑁 𝑑 𝑏𝑛 3
275.3,03 100.30 Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải tính theo công thức 3-43 [1]: Đối với bánh răng nhỏ:
[σ]txqt1 = 2,5 [σ]Notx1 = 2,5.598= 1495(N/mm2) Đối với bánh răng lớn:
[σ]txqt2 = 2,5 [σ]Notx2 = 2,5.520= 1300 (N/mm2) Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: Đối bánh răng nhỏ: σ txqt = σtx√𝐾𝑞𝑡 ≤ [σ]txqt1
Suy ra: 503,75√2,3 = 763,97(N/mm 2 ) ≤ 1495(N/mm 2 ) (thỏa mãn điều kiện) Đối với bánh răng lớn: σ txqt = σtx√𝐾𝑞𝑡 ≤ [σ]txqt2
Suy ra: 506,6√2,3 = 767,38(N/mm 2 ) ≤ 1300(N/mm 2 ) (thỏa mãn điều kiện)
3.1.9.2 Kiểm nghiệm ứng suất uốn
Công thức kiểm nghiệm ứng suất uốn công thức 3-42 [1]: σuqt = σu Kqt ≤ [σ]𝑢𝑞𝑡 Trong đó:
- [σ] 𝑢𝑞𝑡 : ứng suất uốn cho phép khi quá tải
� � Ứng suất uốn: Đối với bánh răng nhỏ tính theo công thức 3-34 [1] σ = 19,1.10 6 𝐾.𝑁 𝑑 = 19,1.10 6 1,188.6,2369
= 63,28 (N/mm 2 ) u1 𝑦 1 𝑚 2 𝑍 1 𝑛 2 𝑏 0,451.4 2 34.91,146.100 Đối với bánh răng lớn tính theo công thức 3-40 [1]: σu2 = σu1 𝑦 1 = 63,28 0,451 = 55,2(N/mm2)
𝑦 2 0,517 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải tính theo công thức 3-46 [1]: Đối với bánh răng nhỏ:
[σ]uqt1 = 0,8 [σ]ch1 = 0,8.230= 256(N/mm2) Đối với bánh răng lớn:
Kiểm nghiệm ứng suất uốn : Đối với bánh răng nhỏ: σuqt1 = σu1𝐾𝑞𝑡 ≤ [σ]uqt1
Suy ra: 63,28.2,3 = 145,544 (N/mm 2 ) ≤ 256 (N/mm 2 ) (thỏa mãn điều kiện) Đối với bánh răng lớn: σuqt2 = σu2𝐾𝑞𝑡 ≤ [σ]uqt2
Suy ra: 55,2.2,3 = 126,96 (N/mm 2 ) ≤ 224 (N/mm 2 ) (thỏa mãn điều kiện)
Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba thành phần
Mx = Mtrục dẫn = 653483 (Nmm) d1 = dc 1 = m.Z1= 4.34= 136(mm)Lực hướng tâm P r tính theo công thức 3-49[1] :
Pr =P.tan𝛼 = 9610 tan(20) = 3497,7(N) Lực dọc trục P a : Đối với bánh răng trụ thẳng thì Pa = 0
3.1.11 Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền
Bảng 3.2: Các thông số hình học bộ truyền cấp chậm
Tên Thông Số Giá Trị
Chiều cao răng h = 2,25.mn = 2,25.4 = 9 (mm) Độ hở hướng tâm c = 0,25.mn = 0,25.4 = 1 Đường kính vòng chia dc 1= = 𝑚 𝑛 𝑍 1 = 4.34 = 136(mm)
𝑐𝑜𝑠𝛽 Đường kính vòng lăn d1 = dc 1; d2 = dc2 Đường kính vòng đỉnh răng
= 420 (mm) Đường kính vòng chân răng
3.3 Tổng hợp lại các thông số của bộ truyền bánh răng
Bảng 3.5: Tổng hợp lại các thông số của bộ truyền bánh răng Thông Số Bộ truyền cấp chậm Bộ truyền cấp nhanh
Bánh nhỏ Bánh lớn Bánh nhỏ Bánh lớn
Số răng Z 34 103 27 106 Đường kính vòng chia (mm) 136 412 108 424 Đường kính vòng đỉnh (mm) 144 420 118 434 Đường kính vòng chân (mm) 126 402
Chiều rộng bánh răng b (mm) 105 100 65 65
Chiều dài côn (mm) Re = 218,7
THIẾT KẾ TRỤC, Ổ, KHỚP NỐI
4.1 Tính toán 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 được chế tạo từ thép cacbon hoặc thép hợp kim Đối với trục làm việc trong các máy móc quan trọng và chịu tải lớn, nên chọn thép 45 hoặc thép 40X Đối với trục làm việc ở điều kiện gối đỡ bằng ổ trượt quay nhanh, ta nên chọn thép có đặc tính phù hợp với tải và dễ gia công.
Có hai tùy chọn thép cho hộp giảm tốc này là thép 20 hoặc thép 20X Vì hộp giảm tốc chịu tải trung bình nên ta chọn loại thép 45 thường hóa làm vật liệu chính, với giới hạn bền σ bk = 600 (N/mm2) và σ ch = 300 (N/mm2) Phôi được chọn là loại phôi thanh cán.
4.1.2 Tính đường kính sơ bộ của trục Áp dụng công thức 7-2 trang 114 [1] ta có :
C là hệ số tính toán phụ thuộc vào [τ]x Đối với trục làm bằng thép 45, khi tính trục đầu vào và trục truyền chung, ta có thể dùng [τ]x ở 20÷35 (N/mm^2) hoặc C ở 130÷110, và ta chọn C = 120.
N: là công suất trục (kW). n: là số vòng quay của trục (vòng/phút)
Chọn d1 = 35 (mm)→Chọn chiều rộng ổ lăn B1 = 21 mm
Chọn d 2 = 50 (mm)→Chọn chiều rộng ổ lăn B 2 = 27 (mm)
Chọn d3 = 75 mm và từ đó xác định chiều rộng ổ lăn B3 = 37 mm Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng, từ ba trị số d1, d2, d3 có thể lấy d2 = 50 mm làm tham chiếu để chọn loại ổ bi đỡ ở mức trung bình; tra bảng 14P [1] ta được chiều rộng ổ đỡ B = 27 mm, phục vụ cho tính sơ bộ.
4.1.3 Tính gần đúng Để tính các kích thước chiều dài của trục, dựa vào bảng 7-1 và hình 7-3 [1].
Chọn các kích thước như sau:
Bảng 4.1: Các thông số của hộp giảm tốc
Tên gọi Ký hiệu Tra tài liệu
1 Khoảng cách từ mặt cạnh bánh răng đến thành trong của hộp a = 15 (mm) Bảng 7-1
2 Khoảng cách giữa các chi tiết quay c = 15 (mm) Bảng 7-1
3 Khe hở giữa các bánh răng và thành trong hộp
4 Chiều rộng của ổ lăn B = 37 (mm) 14P
5 Đường kính ngoài của ổ lăn
Tên gọi Ký hiệu Tra tài liệu
6 Khoảng cách giữa các gối đỡ trục bánh răng nón l = (mm) đo trên hình vẽ
7 Khoảng cách giữa gối đỡ trục và điểm đặt lực của bánh đai tác động lên trục. l1đ = (mm) đo trên hình vẽ
Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp được chọn ở giá trị lớn nhằm làm bạc chắn mỡ và bảo vệ lượng mỡ trong các bộ phận ổ Việc bôi trơn bằng dầu bắn tóe không được thực hiện vì vận tốc truyền động thấp hơn 3 m/s Theo Bảng 7-1, l2 = 15 mm.
9 Chiều cao của nắp và đầu bulong l 3 = 20 (mm) Bảng 7-1
10 Chiều dài phần mayo lắp với trục. l5đ = 1,5.d 1 = 1,5.35 52,5 (mm) l5nt = 1,5.d 3 = 1,5.70 105 (mm)
11 Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộp. l 4 = 20 (mm) Bảng 7-1
12 Khoảng cách từ nắp ổ đến nối trục l 6 = 60 (mm) đo trên hình vẽ
12 Khe hở nhỏ nhất giữa trục và bánh răng (trang 118 [1]) l 7 = 20,5 (mm) đo trên hình vẽ
13 Chiều rộng bánh răng bánh 1 b 1 = 65 (mm)
Chương 3 bánh 2 b 2 = 65 (mm) bánh 3 b 3 = 105 (mm) bánh 4 b 4 = 100 (mm)
14 Chiều rộng bánh đai B dai = 60 (mm) Chương 2
Hình 4.1: Phác thảo hộp giảm tốc
Ta đã có các thông số:
4.1.3.1.1 Tính các phản lực liên kết
Phương trình cân bằng moment tại điểm B:
RCy = 995(N) Phương trình cân bằng lực:
Phương trình cân bằng moment tại điểm A:
R Bx = 6214(N) Phương trình cân bằng lực:
R Bx = -2441 (N)Theo phương pháp vẽ nhanh ta được biểu đồ nội lực như hình 4.3 bên dưới.
Hình 4.3: Biểu đồ nội lực và kết cấu sơ bộ trục I
4.1.3.1.2 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểmd
M u , M xz : moment uốn và xoắn ở tiết diện tính toán (Nmm). β 𝑑0
𝑑 ; d o đường kính trong của trục rỗng.β = 0 do trục đặc.
Tính moment uốn tổng cộng tại các tiết diện.
Tính momen tương đương tại các tiết diện.
Tính đường kính tại các tiết diện. d(1-1) ≥ 3 150006 = 31,07 𝑚𝑚
Vậy ta chọn d (1-1) = 32 (mm) ; d (1-2) = 40 (mm) ; d (1-3) = 40 (mm) ; d (1-4) = 35 (mm)
Ta đã có các thông số
4.1.3.2.1 Tính các phản lực liên kết
Phương trình cân bằng moment tại điểm C:
R Dy = 1137(N) Phương trình cân bằng lực:
Phương trình cân bằng moment tại điểm C:
R Dx = 7256 (N) Phương trình cân bằng lực:
R Cx = 6127 (N)Theo phương pháp vẽ nhanh ta được biểu đồ nội lực như hình 4.4 bên dưới.
Hình 4.4: Biểu đồ nội lực và kết cấu sơ bộ trục II
4.1.3.2.2 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm
Tính moment uốn tổng cộng tại các tiết diện
Tính momen tương đương tại các tiết diện.
Tính đường kính tại các tiết diện d 3 565932 = 48,3 𝑚𝑚
Vậy ta chọn d (2-1) = 50 (mm) ; d (2-2) = 55 (mm) ; d (2-3) = 65 (mm) ; d (2-4) = 50 (mm)
Ta đã có các thông số:
4.1.3.3.1 Tính các phản lực liên kết
Phương trình cân bằng moment tại điểm E:
R Fy = 1234,25 (N) Phương trình cân bằng lực:
R Ey = 2263 (N)Phương trình cân bằng moment tại điểm E:
R Fx = 3391 (N) Phương trình cân bằng lực:
R Ex = 6219 (N)Theo phương pháp vẽ nhanh ta được biểu đồ nội lực như hình 4.5 bên dưới.
Hình 4.5: Biểu đồ nội lực và kết cấu sơ bộ trục III
4.1.3.3.2 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm
Tính moment uốn tổng cộng tại các tiết diện.
Tính moment tương đương tại các tiết diện.
Tính đường kính tại các tiết diện d(3-2) d(3-3)
Vậy ta chọn d (3-1) = 75 (mm) ; d (3-2) = 75 (mm) d (3-3) = 75 (mm) ; d (3-4) = 70 (mm)
4.1.4 Chọn và kiểm nghiệm then
Chọn then bằng kiểu I có đầu tròn
Công thức kiểm nghiệm sức bền dập. σ d = 2𝑀 𝑥 ≤ [σ]
Công thức kiểm nghiệm sức bền cắt.
Trong các công thức trên:
Trong hệ thống truyền động, M x đại diện cho moment xoắn cần truyền (Nmm), d là đường kính trục (mm), l là chiều dài then (mm), b là chiều rộng then (mm), và t biểu thị phần then lắp trong rãnh của trục và rãnh của mayơ (mm).
Theo bảng 7-20 và 7-21 [1], lắp với mayo thép, ta có:
M x = 173213 (Nmm) l = 0,8.52,5 = 42 (mm) (bằng 0,8÷0,9 chiều dài mayơ lấy theo tiêu chuẩn)
Từ d = 32 (mm) từ bảng 7-23 [1] ta được: b = 10 (mm) h = 8 (mm) t = 4,5 (mm) σ d(1-1) = 2𝑀 𝑥 = 2.173213 = 52,27(N/mm2)
Bảng 4.2: Tổng hợp các thông số tính ở các tiết diện
Cắt Đường Kính (mm) l (mm) b (mm) h (mm) t (mm)
Vậy tất cả các then điều thỏa mãn điều kiện.
4.1.5 Tính kiểm nghiệm độ bền trục và tính chính xác trục
4.1.5.1 Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn
- Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp.
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp.
Trong các công thức trên:
𝜎 −1 và 𝜏 −1 : là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng.
Có thể lấy gần đúng:
𝜎𝑎 và 𝜏𝑎: là biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện của trục
𝜎𝑚𝑣à 𝜏𝑚: là trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp, là thành phần không đổi trong chu kì ứng suất
Do tất cả các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng: σ a =σ max = σ − min 𝑀 𝑢
; 𝜎 𝑚 = 0 Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng (trục quay hai chiều):
Theo bảng 7-3a [1] vì trục có then nên:
𝑤 = 0 16 𝜋𝑑 3 − 𝑏𝑡(𝑑−𝑡) 2𝑑 2 ψσvà ψτ: là hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi: ψ 𝜎 = 2𝜎 −1 −𝜎 0
Lấy ψσ= 0,1 ; ψτ= 0,05 vì thép cacbon trung bình.
Thiết kế bộ truyền đai
Ta chọn đai thang để tăng khả năng tải của bộ truyền đai nhờ tăng hệ số ma sát giữa đai và bánh đai, dựa vào số vòng quay của bánh đai nhỏ (động cơ điện) và công suất cần truyền để 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
Để thiết kế hệ thống truyền động hiệu quả, ta bắt đầu bằng việc chọn loại đai dựa trên số vòng quay bánh nhỏ và công suất cần truyền Sau khi đã xác định loại đai phù hợp, cần tính các thông số liên quan như pitch, số rãnh đai, khoảng cách giữa hai trục và các hệ số truyền động để phù hợp với loại đai đã chọn Các tham số này quyết định hiệu suất và độ tin cậy của hệ thống truyền động, đồng thời ảnh hưởng tới tuổi thọ của đai và động cơ Do đó, quá trình chọn đai và tính toán các thông số thiết kế đi đôi với nhau để tối ưu hóa truyền động, giảm thiểu trượt và rung động, và đảm bảo hoạt động ổn định.
Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm
3.2.1 Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện
Vì đây là bộ truyền chịu tải trọng trung bình nên chọn độ rắn bề mặt của răng HB
Để đảm bảo bánh răng vận hành bền và chống mòn tốt, độ rắn của bánh răng nhỏ nên cao hơn độ rắn của bánh răng lớn từ 20 đến 50 HB Chọn phôi là phôi dập để dễ gia công.
Ta dùng bảng 3-6 và 3-8 tài liệu [1] để chọn vật liệu bánh răng nhỏ và lớn
Bảng 3.1: Thông số vật liệu của bánh răng dựa trên phôi dập
Bánh răng Loại Thép Đường kính phôi (mm)
Giới hạn bền kéo (N/mm 2 )
Giới hạn chảy (N/mm 2 ) Độ rắn HB
3.2.2 Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng xuất mỏi uốn cho phép
3.2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép
Trong thiết kế bánh răng, [σ]Notx là ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài, được tham khảo từ bảng 3-9[1] Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc được ký hiệu là k’N và được tính theo công thức 3-2[1].
N0: số chu kỳ cơ sở của đường cong mõi tiếp xúc bảng 3-9[1].
Ntđ: số chu kỳ tương đương, trường hợp bánh răng chịu tải trọng thay đổi.
- Mi, ni, Ti: lần lượt là moment xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i.
- Mmax: là moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (không tính đến moment xoắn do quá tải trong thời gian rất ngắn).
- u: số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng.
N tđ ≥N o nên k’ N = 1 Suy ra: [σ]Notx3 = 2,6HB = 2,6.230 = 598 (N/mm2) Bánh răng lớn
N tđ ≥N o nên k’ N = 1 Suy ra: [σ]Notx4 = 2,6.HB = 2,6.200 = 520 ( N/mm2)
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 −1 : là giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng với thép thì ứng với σ −1 = (0,4 ÷0,45) σ BK
- σ BK : giới hạn bền kéo của một số loại thép cho trong bảng 3-8 [1] ta được σ
BK= 620 (N/mm2) đối với bánh nhỏ và σ BK= 560 (N/mm2) đối với bánh lớn.
- n: là hệ số an toàn đối với thép cán thường hóa n 1,5.
- K σ : hệ số tập trung ứng suất chân răng, đối với bánh răng thép thường hóa ta được Kσ =1,8.
N O : là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn, có thể lấy N o 5.106.
Ntd: số chu kỳ tương đương khi tải trọng thay đổi và Ntđ= 60u ∑( 𝑀 𝑖
𝑇𝑖 𝑛𝑖 m: là bậc đường cong mỏi có thể lấy m 6 đối với thép thường hóa.
Vì N o = 5.106 nên N tđ > N o suy ra k’N = 1
3.2.3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng
Để ước lượng sơ bộ cho hệ truyền động, có thể chọn K ở mức từ 1,3 đến 1,5 (K = 1,3÷1,5) Trong các trường hợp dùng vật liệu có khả năng chạy mòn, các ổ bố trí đối xứng so với bánh răng hoặc bộ truyền có vận tốc thấp, trị số K được chọn nhỏ và điển hình là K = 1,3.
3.2.4 Xác định khoảng cách trục A
Chọn hệ số chiều rộng bánh răng, đối với bánh răng trụ có thể định ψA chịu tải trung bình ψA= 0,3 ÷0,45, ta lấy ψA= 0,35
Dùng các công thức trong bảng 3-10 [1] để tính khoảng cách trục A
Ta chọn bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên theo công thức 3-9 [1] truyền
1) √( 1,05.10 6 ) 2 𝐾𝑁 Với ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σ]tx = 2,6.HB = 2,6.200 = 520 (N/mm2) lấy của bánh lớn, [σ]tx của bánh lớn nhỏ hơn [σ]tx của bánh nhỏ nên nếu thỏa của bánh lớn thì chấp nhận. i = 𝑛2 = 91,146 = 3,03
N = 6,2385 (kW) công suất bánh dẫn
Với tất cả thông số trên ta tính được:
3.2.5 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh
Vận tốc vòng của bánh răng trụ :
Theo bảng 3-11 [1] ta chọn cấp chính xác của bánh răng nghiêng với v = 0,67
Ta chọn được cấp chính xác là 8.
3.2.6 Tính chính xác hệ số tải trọng K và chọn chính xác khoảng cách trục A
- K tt : là hệ số tập trung tải trọng.
Với ổ trục không đối xứng, , ta lấy Ktt bảng = 1,16
- K đ : là hệ số tải trọng động, giả sử b ≤ 2,5.𝑚 𝑛 tra bảng 3-14 [1].
Cấp chính xác 9 Độ rắn mặt răng < 350 HB Vận tốc vòng v < 1 m/s
Vì chênh lệnh hơn 5% nên chỉnh lại trị số khoảng cách trục A theo công thức 3.21[1].
Ta vẫn chọn chính xác A = 275 (mm)
3.2.7 Xác định modun, số răng, chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của răng
Modun được chọn theo khoảng cách trục A m n = (0,01÷0,02).A = (0,01÷0,02).275 = (2,75÷5,5) (mm) Bánh răng thẳng mn = m lấy theo bảng 3-1 [1] ta có được: m = 4 (mm)
Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ)
Z 2 = i.Z 1 = 3,03.34 = 103,02 lấy Z 2 = 103 (răng) Chiều rộng bánh răng b = ψA A = 0.35.275 = 96 (mm)
Ta lấy b 2 = 100 (mm) (chiều rộng bánh răng lớn)
Vì là bánh răng trụ nên ta lấy b 1 = 105 (mm) lớn hơn b 2 5 (mm).
3.1.8 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]: σ = u 19,1.10 𝑦𝑚 2 𝑍𝑛𝑏 6 𝐾.𝑁 ≤ [ u σ]
Trong thiết kế bánh răng, σu là suất uốn sinh ra tại chân răng (N/mm2) Hệ số 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 thẳng, Ztđ = Z.
= 77,66 (N/mm 2 ) σu1 ≤ [σ]u2= 77,46 (N/mm2) ≤ 91,8519 (N/mm2) (thỏa mãn điều kiện) Bánh răng lớn y2 = 0,517 Theo công thức 3-40[1] σu2 = σu1 𝑦 1 = 77,46 0,451 = 67,57 (N/mm2)
67,57 (N/mm 2 ) ≤ 82,9622 (N/mm 2 ) (thỏa mãn điều kiện)
3.1.9 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng 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= 2,3.
3.1.9.1 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
Công thức kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc công thức 3-41 [1]:
39 σ txqt = 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] σ = tx 1,05.10 𝐴.𝑖 6 √ (𝑖+1) 3 𝐾𝑁 𝑑 𝑏𝑛 3
275.3,03 100.30 Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải tính theo công thức 3-43 [1]: Đối với bánh răng nhỏ:
[σ]txqt1 = 2,5 [σ]Notx1 = 2,5.598= 1495(N/mm2) Đối với bánh răng lớn:
[σ]txqt2 = 2,5 [σ]Notx2 = 2,5.520= 1300 (N/mm2) Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: Đối bánh răng nhỏ: σ txqt = σtx√𝐾𝑞𝑡 ≤ [σ]txqt1
Suy ra: 503,75√2,3 = 763,97(N/mm 2 ) ≤ 1495(N/mm 2 ) (thỏa mãn điều kiện) Đối với bánh răng lớn: σ txqt = σtx√𝐾𝑞𝑡 ≤ [σ]txqt2
Suy ra: 506,6√2,3 = 767,38(N/mm 2 ) ≤ 1300(N/mm 2 ) (thỏa mãn điều kiện)
3.1.9.2 Kiểm nghiệm ứng suất uốn
Công thức kiểm nghiệm ứng suất uốn công thức 3-42 [1]: σuqt = σu Kqt ≤ [σ]𝑢𝑞𝑡 Trong đó:
- [σ] 𝑢𝑞𝑡 : ứng suất uốn cho phép khi quá tải
� � Ứng suất uốn: Đối với bánh răng nhỏ tính theo công thức 3-34 [1] σ = 19,1.10 6 𝐾.𝑁 𝑑 = 19,1.10 6 1,188.6,2369
= 63,28 (N/mm 2 ) u1 𝑦 1 𝑚 2 𝑍 1 𝑛 2 𝑏 0,451.4 2 34.91,146.100 Đối với bánh răng lớn tính theo công thức 3-40 [1]: σu2 = σu1 𝑦 1 = 63,28 0,451 = 55,2(N/mm2)
𝑦 2 0,517 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải tính theo công thức 3-46 [1]: Đối với bánh răng nhỏ:
[σ]uqt1 = 0,8 [σ]ch1 = 0,8.230= 256(N/mm2) Đối với bánh răng lớn:
Kiểm nghiệm ứng suất uốn : Đối với bánh răng nhỏ: σuqt1 = σu1𝐾𝑞𝑡 ≤ [σ]uqt1
Suy ra: 63,28.2,3 = 145,544 (N/mm 2 ) ≤ 256 (N/mm 2 ) (thỏa mãn điều kiện) Đối với bánh răng lớn: σuqt2 = σu2𝐾𝑞𝑡 ≤ [σ]uqt2
Suy ra: 55,2.2,3 = 126,96 (N/mm 2 ) ≤ 224 (N/mm 2 ) (thỏa mãn điều kiện)
Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba thành phần
Mx = Mtrục dẫn = 653483 (Nmm) d1 = dc 1 = m.Z1= 4.34= 136(mm)Lực hướng tâm P r tính theo công thức 3-49[1] :
Pr =P.tan𝛼 = 9610 tan(20) = 3497,7(N) Lực dọc trục P a : Đối với bánh răng trụ thẳng thì Pa = 0
3.1.11 Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền
Bảng 3.2: Các thông số hình học bộ truyền cấp chậm
Tên Thông Số Giá Trị
Chiều cao răng h = 2,25.mn = 2,25.4 = 9 (mm) Độ hở hướng tâm c = 0,25.mn = 0,25.4 = 1 Đường kính vòng chia dc 1= = 𝑚 𝑛 𝑍 1 = 4.34 = 136(mm)
𝑐𝑜𝑠𝛽 Đường kính vòng lăn d1 = dc 1; d2 = dc2 Đường kính vòng đỉnh răng
= 420 (mm) Đường kính vòng chân răng
Tổng hợp lại các thông số của bộ truyền bánh răng
Bảng 3.5: Tổng hợp lại các thông số của bộ truyền bánh răng Thông Số Bộ truyền cấp chậm Bộ truyền cấp nhanh
Bánh nhỏ Bánh lớn Bánh nhỏ Bánh lớn
Số răng Z 34 103 27 106 Đường kính vòng chia (mm) 136 412 108 424 Đường kính vòng đỉnh (mm) 144 420 118 434 Đường kính vòng chân (mm) 126 402
Chiều rộng bánh răng b (mm) 105 100 65 65
Chiều dài côn (mm) Re = 218,7
Tính toán 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 đỡ bằng ổ trượt quay nhanh, nên chọn thép hợp kim có độ bền và khả năng gia công tốt để bảo đảm hiệu suất và tuổi thọ của hệ thống.
Có hai lựa chọn thép là 20 hoặc thép 20X cho hộp giảm tốc Tuy nhiên, vì hộp giảm tốc này chịu tải trung bình nên ta chọn thép 45 thường hóa với giới hạn bền σbk = 600 N/mm2 và σch = 300 N/mm2 Phôi được chọn là phôi thanh cán.
4.1.2 Tính đường kính sơ bộ của trục Áp dụng công thức 7-2 trang 114 [1] ta có :
C: là hệ số tính toán phụ thuộc vào [τ]x Đối với trục là thép 45 khi tính trục đầu vào và trục truyền chung ta có thể lấy [τ]x 20÷35 (N/mm 2 ) hoặc C= 130÷110 Ta chọn C = 120.
N: là công suất trục (kW). n: là số vòng quay của trục (vòng/phút)
Chọn d1 = 35 (mm)→Chọn chiều rộng ổ lăn B1 = 21 mm
Chọn d 2 = 50 (mm)→Chọn chiều rộng ổ lăn B 2 = 27 (mm)
Trong bước thiết kế, chọn d3 = 75 mm và xác định chiều rộng ổ lăn B3 = 37 mm Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng, với ba trị số d1, d2, d3 đã cho ta có thể lấy d2 = 50 mm để chọn loại ổ bi đỡ ở mức cỡ trung bình; tra bảng 14P [1] ta có được chiều rộng ổ đỡ B = 27 mm cho tính toán sơ bộ.
4.1.3 Tính gần đúng Để tính các kích thước chiều dài của trục, dựa vào bảng 7-1 và hình 7-3 [1].
Chọn các kích thước như sau:
Bảng 4.1: Các thông số của hộp giảm tốc
Tên gọi Ký hiệu Tra tài liệu
1 Khoảng cách từ mặt cạnh bánh răng đến thành trong của hộp a = 15 (mm) Bảng 7-1
2 Khoảng cách giữa các chi tiết quay c = 15 (mm) Bảng 7-1
3 Khe hở giữa các bánh răng và thành trong hộp
4 Chiều rộng của ổ lăn B = 37 (mm) 14P
5 Đường kính ngoài của ổ lăn
Tên gọi Ký hiệu Tra tài liệu
6 Khoảng cách giữa các gối đỡ trục bánh răng nón l = (mm) đo trên hình vẽ
7 Khoảng cách giữa gối đỡ trục và điểm đặt lực của bánh đai tác động lên trục. l1đ = (mm) đo trên hình vẽ
8 Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp (lấy lớn vì cần phải làm bạc chắn mỡ để bảo vệ mỡ trong các bộ phận ổ, không thể dùng dầu bắn tóe để bôi trơn bộ phận ổ vì vận tốc bộ truyền thấp hơn 3 (m/s)) l 2 = 15 (mm) Bảng 7-1
9 Chiều cao của nắp và đầu bulong l 3 = 20 (mm) Bảng 7-1
10 Chiều dài phần mayo lắp với trục. l5đ = 1,5.d 1 = 1,5.35 52,5 (mm) l5nt = 1,5.d 3 = 1,5.70 105 (mm)
11 Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộp. l 4 = 20 (mm) Bảng 7-1
12 Khoảng cách từ nắp ổ đến nối trục l 6 = 60 (mm) đo trên hình vẽ
12 Khe hở nhỏ nhất giữa trục và bánh răng (trang 118 [1]) l 7 = 20,5 (mm) đo trên hình vẽ
13 Chiều rộng bánh răng bánh 1 b 1 = 65 (mm)
Chương 3 bánh 2 b 2 = 65 (mm) bánh 3 b 3 = 105 (mm) bánh 4 b 4 = 100 (mm)
14 Chiều rộng bánh đai B dai = 60 (mm) Chương 2
Hình 4.1: Phác thảo hộp giảm tốc
Ta đã có các thông số:
4.1.3.1.1 Tính các phản lực liên kết
Phương trình cân bằng moment tại điểm B:
RCy = 995(N) Phương trình cân bằng lực:
Phương trình cân bằng moment tại điểm A:
R Bx = 6214(N) Phương trình cân bằng lực:
R Bx = -2441 (N)Theo phương pháp vẽ nhanh ta được biểu đồ nội lực như hình 4.3 bên dưới.
Hình 4.3: Biểu đồ nội lực và kết cấu sơ bộ trục I
4.1.3.1.2 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểmd
M u , M xz : moment uốn và xoắn ở tiết diện tính toán (Nmm). β 𝑑0
𝑑 ; d o đường kính trong của trục rỗng.β = 0 do trục đặc.
Tính moment uốn tổng cộng tại các tiết diện.
Tính momen tương đương tại các tiết diện.
Tính đường kính tại các tiết diện. d(1-1) ≥ 3 150006 = 31,07 𝑚𝑚
Vậy ta chọn d (1-1) = 32 (mm) ; d (1-2) = 40 (mm) ; d (1-3) = 40 (mm) ; d (1-4) = 35 (mm)
Ta đã có các thông số
4.1.3.2.1 Tính các phản lực liên kết
Phương trình cân bằng moment tại điểm C:
R Dy = 1137(N) Phương trình cân bằng lực:
Phương trình cân bằng moment tại điểm C:
R Dx = 7256 (N) Phương trình cân bằng lực:
R Cx = 6127 (N)Theo phương pháp vẽ nhanh ta được biểu đồ nội lực như hình 4.4 bên dưới.
Hình 4.4: Biểu đồ nội lực và kết cấu sơ bộ trục II
4.1.3.2.2 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm
Tính moment uốn tổng cộng tại các tiết diện
Tính momen tương đương tại các tiết diện.
Tính đường kính tại các tiết diện d 3 565932 = 48,3 𝑚𝑚
Vậy ta chọn d (2-1) = 50 (mm) ; d (2-2) = 55 (mm) ; d (2-3) = 65 (mm) ; d (2-4) = 50 (mm)
Ta đã có các thông số:
4.1.3.3.1 Tính các phản lực liên kết
Phương trình cân bằng moment tại điểm E:
R Fy = 1234,25 (N) Phương trình cân bằng lực:
R Ey = 2263 (N)Phương trình cân bằng moment tại điểm E:
R Fx = 3391 (N) Phương trình cân bằng lực:
R Ex = 6219 (N)Theo phương pháp vẽ nhanh ta được biểu đồ nội lực như hình 4.5 bên dưới.
Hình 4.5: Biểu đồ nội lực và kết cấu sơ bộ trục III
4.1.3.3.2 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm
Tính moment uốn tổng cộng tại các tiết diện.
Tính moment tương đương tại các tiết diện.
Tính đường kính tại các tiết diện d(3-2) d(3-3)
Vậy ta chọn d (3-1) = 75 (mm) ; d (3-2) = 75 (mm) d (3-3) = 75 (mm) ; d (3-4) = 70 (mm)
4.1.4 Chọn và kiểm nghiệm then
Chọn then bằng kiểu I có đầu tròn
Công thức kiểm nghiệm sức bền dập. σ d = 2𝑀 𝑥 ≤ [σ]
Công thức kiểm nghiệm sức bền cắt.
Trong các công thức trên:
M x : moment xoắn cần truyền (Nmm) d: đường kính trục (mm). l: chiều dai then (mm) b: chiều rộng then (mm). t: biểu thị phần then lắp trong rãnh của trục và rãnh của mayơ (mm).
Theo bảng 7-20 và 7-21 [1], lắp với mayo thép, ta có:
M x = 173213 (Nmm) l = 0,8.52,5 = 42 (mm) (bằng 0,8÷0,9 chiều dài mayơ lấy theo tiêu chuẩn)
Từ d = 32 (mm) từ bảng 7-23 [1] ta được: b = 10 (mm) h = 8 (mm) t = 4,5 (mm) σ d(1-1) = 2𝑀 𝑥 = 2.173213 = 52,27(N/mm2)
Bảng 4.2: Tổng hợp các thông số tính ở các tiết diện
Cắt Đường Kính (mm) l (mm) b (mm) h (mm) t (mm)
Vậy tất cả các then điều thỏa mãn điều kiện.
4.1.5 Tính kiểm nghiệm độ bền trục và tính chính xác trục
4.1.5.1 Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn
- Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp.
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp.
Trong các công thức trên:
𝜎 −1 và 𝜏 −1 : là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng.
Có thể lấy gần đúng:
𝜎𝑎 và 𝜏𝑎: là biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện của trục
𝜎𝑚𝑣à 𝜏𝑚: là trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp, là thành phần không đổi trong chu kì ứng suất
Do tất cả các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng: σ a =σ max = σ − min 𝑀 𝑢
; 𝜎 𝑚 = 0 Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng (trục quay hai chiều):
Theo bảng 7-3a [1] vì trục có then nên:
𝑤 = 0 16 𝜋𝑑 3 − 𝑏𝑡(𝑑−𝑡) 2𝑑 2 ψσvà ψτ: là hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi: ψ 𝜎 = 2𝜎 −1 −𝜎 0
Lấy ψσ= 0,1 ; ψτ= 0,05 vì thép cacbon trung bình.
𝜀 𝜎 và 𝜀 𝜏 : là hệ số kích thước xét đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi lấy theo bảng 7-4 [1] kσvà kτ: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn tra bảng từ bảng 7-6 đến bảng 7-13 [1].
Hệ số tăng bền bề mặt trục β= 1 không dùng biện pháp tăng bền.
[n] = 1,5 ÷2,5 hệ số an toàn cho phép.
Vì thiết kế, trên trục ở mỗi tiết diện có lắp các chi tiết tiết máy đều gắn vào đó 1 then nên có thể tra thông số W và W o theo bảng 7-3b [1].
4.1.5.2 Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột
Khi quá tải đột ngột trục có thể bị gãy hoặc biến dạng dẻo quá lớn, điều kiện đảm bảo trục làm việc bình thường:
Mu max: là moment uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải
M x max : là momnet xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải σch: là giới hạn chảy của vật liệu làm trục.
Tính cho tiết diện 1-2 với đường kính trục d (1-2) = 40 (mm) lắp với ổ lăn.
Kiểm nghiệm độ bền mỏi:
Theo bảng 7-2 [1] với thép 45 ta có σb ≥ 600 (N/mm2) ta tra được[𝜎] = 63 (N/m 2 )
Ta có: W = 5510 (mm 3 ) và W 0 = 11790 (mm 3 ) tra bảng 7-3b [1]; M u 85944 (Nmm), M x = 173213 (Nmm) a max −min = 15,59
Lấy ψσ= 0,1 ; ψτ= 0,05 vì thép cacbon trung bình.
Hệ số tăng bền bề mặt trục β= 1; không dùng biện pháp tăng bền.
Theo bảng 7-12 [1], áp suất trên bề mặt lắp có độ dôi giữa trục và vòng trong của ổ lăn lắp theo kiểu trung gian cấp 4 (T4) với p > 30 N/mm^2 nên tra cứu bảng phù hợp để xác định giá trị tải trọng và các biện pháp thiết kế nhằm đảm bảo độ bền và an toàn vận hành.
Ta có thể xác định 𝑘𝜏 theo công thức
Thay các trị số tìm được vào công thức tính nσvà nτ:
Hệ số an toàn cho phép [n] lấy bằng 1,5 ÷2,5, Vậy thỏa điều kiện độ bền mỏi. Kiểm nghiệm độ bền tĩnh
M u max = 85944 (Nmm) là moment uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải.
M x max = 173231 (Nmm) là moment xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải. σch= 300 (N/mm2) (thép 45 thường hóa) là giới hạn chảy của vật liệu làm trục.
Vậy 𝜎 𝑡đ ≤ [𝜎] thỏa điều kiện bền tĩnh Tính cho tiết diện 1-4 với đường kính trục d (1-4) = 35 (mm) lắp với then
Kiểm nghiệm độ bền mỏi:
Theo bảng 7-2 [1] với thép 45 ta có σb ≥ 600 (N/mm2) ta tra được [𝜎]= 63 (N/m 2 ).
Ta có: W = 3660 (mm 3 ) và W 0 = 7870 (mm 3 ) tra bảng 7-3b [1]; M u 220003 (Nmm), M x = 173213 (Nmm). a max − min 𝑊
67Lấy ψσ= 0,1 ; ψτ= 0,05 vì thép cacbon trung bình.
Hệ số tăng bền bề mặt trục β= 1; không dùng biện pháp tăng bền.
Theo bảng 7-8 [1], tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then kσ= 1,63 ; kτ= 1,5
Thay các trị số tìm được vào công thức tính nσ và 𝑛 𝜏 :
Hệ số an toàn cho phép [n] lấy bằng 1,5 ÷2,5, vậy thỏa điều kiện độ bền mỏi. Kiểm nghiệm độ bền tĩnh.
M u max = 220003 (Nmm) là moment uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải.
M x max 3213 (Nmm) là moment xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải. σch= 300 (N/mm2) (thép 45 thường hóa) là giới hạn chảy của vật liệu làm trục.
Vậy 𝜎 𝑡đ ≤ [𝜎] thỏa điều kiện bền tĩnh
Bảng 4.3: Kết quả tính toán
Chọn ổ lăn
Tính sơ bộ tỉ số 𝐹𝑎1 = 340 = 0.11 < 0,3
Do trục đầu lắp bánh răng côn đòi hỏi độ cứng cao nên tao chọn ổ đũa côn Chọn sơ bộ bố trí theo hình 4.6:
Chọn sơ bộ ổ 7207 cở nhẹ
Với các số liệu sau: n = 360 (vòng/phút), tuổi thọ h = 12000 (h), đường ngõng trục d = 40 (mm). Tải trọng tác dụng lên các ổ:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:
(2441)2 (71 (N) Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C:
Dự kiến chọn ổ đũa côn vì trục có lực dọc trục. Đối với ổ đũa con trên ổ xuất hiện các lực dọc trục thành phần S i :
Trong đó: e =1,5.tan𝛼= 0,45 : đối với ổ đũa côn
- R: tải trọng hướng tâm (tổng phản lực ở gối đỡ) (daN).
- V=1: hệ số vòng trong quay
- - X,Y: hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục
-𝐾𝑡 : hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ 𝐾𝑡 = 1.
-𝐾 𝜎 : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tính tải trọng đến tuổi thọ ổ theo bảng 8.4[3]
Hình 4.6.Sơ đồ chọn ổ trục I
Lực dọc trục tác động vào ổ B , C do lực hướng tâm R gây ra :
Do SC>SB nên theo bảng 8.1[3] ta có:
RaC = SC= 2350N ; RaB = SC+Pa1= 2690N
= 0,93 > 𝑒 nên theo bảng 8.2[3] XB= 0,4 YB= 1,39
= 0,37 < 𝑒 nên theo bảng 8.2[3] XC= 1 YC= 0
Do QC > QB nên ta chọn ổ cho gối đỡ C còn ổ của gối đỡ B lấy cùng kích thước với ổ của gối đỡ C
Thời gian làm việc tương đương tính bằng triệu vòng quay
Khả năng tải động tính toán của ổ
Ctt = Q 𝑚 √𝐿 = 7551,6 3 10 √259,2 = 40006𝑁 = 40𝐾𝑁 Với m = 10/3 do ổ đũa côn
Ta thấy Ctt = 40KN < CbảngfKN nên ổ 7207 đảm bảo bên ,chọn ổ này
Từ ổ cỡ nhẹ có ký hiệu 7208, có đường kính ngoài của ổ D = 80 (mm), chiều rộng ổ B = 19 (mm) Ổ lăn của gối đỡ B,C lấy cùng cỡ như trên.
Với các số liệu sau: n = 91,146 (vòng/phút), tuổi thọ 𝐿ℎ = 12000 (ℎ), đường ngõng trục d = 50 (mm).
Tải trọng tác dụng lên các ổ:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C:
= 6452(N) Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ D:
Hệ số khả năng làm việc C của ổ lăn theo công thức 8-1 [1]:
- Q: tải trọng tương đương (daN)
- n: số vòng quay của ổ (vòng/phút)
- h: thời gian phục vụ (giờ)
Trong thiết kế, dự kiến lựa chọn ổ bi đỡ chặn khi trục chịu lực dọc trục Dưới tác động của lực hướng tâm, trên ổ đỡ chặn xuất hiện các lực dọc trục với thành phần S_i, do đó cần phân tích và cân bằng các thành phần lực này để đảm bảo độ tin cậy và hiệu suất của hệ thống.
𝛽: góc nghiêng tính toán của con lăn, trị số 𝛽 cho trong bảng tiêu chuẩn của ổ bảng 17P [1] Dự kiến chọn trước góc 𝛽 = 12 ° (𝑘𝑖ể𝑢 36000).
Vì vậy, khi tính tải trọng Q tương đương của ổ đỡ chặn, cần kể cả lực dọc trục thành phần Si Lực dọc trục tác động lên ổ được xác định bằng tổng đại số các lực dọc trục từ thành phần Si và ngoại lực dọc trục A.
- R: tải trọng hướng tâm (tổng phản lực ở gối đỡ) (daN).
- 𝐴 𝑡 : tải đại số các lực dọc trục (daN).
m: hệ số chuyển tải trọng dọc dục về tải trọng hướng tâm m= 1
-𝐾 𝑡 : hệ số tải trọng động, theo bảng 8-3 [1] 𝐾 𝑡 = 1,1.
-𝐾 𝑛 : hệ số nhiệt độ, theo bảng 8−4 [1] 𝐾 𝑛 = 1.
-𝐾 𝑣 : hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay, theo bảng 8-3 [1] 𝐾 𝑣 = 1
Hình 4.7.Sơ đồ chọn ổ trục II
Lực dọc trục tác động vào ổ C , D do lực hướng tâm R gây ra :
𝑆 𝐷 = 1,3𝑅 𝐷 𝑡𝑎𝑛𝛽 = 1,3.7344 𝑡𝑎𝑛16° 2737(N) Tổng lực chiều dọc trục theo hình 4.7:
Lực A_t > 0 hướng về gối trục phía bên phải Vì lực hướng tâm ở hai gối trục gần bằng nhau, ta chỉ tính đối với gối trục bên trái (nơi lực Q lớn hơn) và chọn ổ cho gối trục này; gối trục kia sẽ dùng ổ cùng loại để đảm bảo tính đồng bộ và tối ưu chi phí thiết kế.
Ta có : Ctt = QD.(nh)0,3
Tra bảng 17P, ứng với d = 50 (mm) lấy ổ cỡ nhẹ có ký hiệu 36210,
𝐶𝑏ả𝑛𝑔54000, đường kính ngoài của ổ D = 90 (mm), chiều rộng ổ B = 20 (mm)
Với các số liệu sau: n = 30 (vòng/phút), tuổi thọ 𝐿 ℎ = 12000 (ℎ), đường ngõng trục d = 75 (mm). Tải trọng tác dụng lên các ổ:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:
= 6617(N) Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:
(3391)2 608 (N) Hệ số khả năng làm việc C của ổ lăn theo công thức 8-1 [1]:
- Q: tải trọng tương đương (daN)
- n: số vòng quay của ổ (vòng/phút)
- h: thời gian phục vụ (giờ)
Dự kiến chọn ổ bi đỡ chặn vì trục có lực vòng.
Tải trọng tương đương đối với ổ bi đỡ một dãy được xác định theo công thức
- R: tải trọng hướng tâm (tổng phản lực ở gối đỡ) (daN).
- A: tải đại số các lực dọc trục (daN) ở đây không có lực dọc trục nên A = 0. m =1,5 m: hệ số chuyển tải trọng dọc dục về tải trọng hướng tâm, theo bảng 8-2 [1]
- 𝐾𝑡 : hệ số tải trọng động, theo bảng 8-3 [1] 𝐾𝑡 = 1,1.
- 𝐾𝑛: hệ số nhiệt độ, theo bảng 8−4 [1] 𝐾𝑛 = 1.
- 𝐾𝑣 : hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay, theo bảng 8-3 [1] 𝐾𝑣 = 1
Hình 4.8.Sơ đồ chọn ổ trục III
Tính theo gối đỡ E vì có lực 𝑅 𝐸 lớn hơn, do đó:
Ta có : Ctt = QE.(nh)0,3
Tra bảng 14P, ứng với d = 75 (mm) lấy ổ cỡ đặc biệt nhẹ rộng vừa có ký hiệu 115,
𝐶 𝑏ả𝑛𝑔 = 46000, đường kính ngoài của ổ D = 115 (mm), chiều rộng ổ B = 20 (mm)
Bảng 4.4 Tổng hợp lại các thông số ổ lăn
Trục Ký hiệu d (mm) D (mm) B (mm) C (KN) 𝑪 𝒃ả𝒏𝒈 (𝑲𝑵)
Tính toán nối trục
Nối trục được dùng để nối cố định các trục, chỉ khi nào dừng máy, tháo nối trục thì các trục mới rời nhau.
Moment tính toán của khớp nối được tính theo công thức 9-1 [1]:
K: là hệ số tải trọng.
𝑀 𝑥 : là moment xoắn của trục III.
𝑀 𝑡 : là moment xoắn tính toán.
Ta chọn nối trục vòng đàn hồi.
Hình 4.3.Nối trục đàn hồi
Vật liệu của nối trục vòng đàn hồi có thể chọn gang CH21- 40; vật liệu chế tạo chốt: thép 45 thường hóa.
Nối trục vòng đàn hồi cấu tạo đơn giản, dể chế tạo và giá rẻ.
Dựa vào moment xoắn tính toán ta có các kích thước chủ yếu của nối trục vòng đàn hồi được tra theo bảng 9-11 trang 234 [1]
Bảng 4.5 Thông số nối trục đàn hồi (mm)
(Nm) d D 𝑑 0 l c Chốt Vòng đàn hồi 𝑛 𝑚𝑎𝑥
𝑑 𝑐 𝑙 𝑐 ren Số chốt Z Đường kính ngoài
4.3.2 Kiểm nghiệm ứng suất dập của vòng đàn hồi Điều kiện sức bề dập của vòng đàn hồi tính theo công thức 9-22 [1]:
𝐷 0 : đường kính vòng tròn qua tâm các chốt.
𝑑 0 : đường kính lổ lắp chốt bộc vòng đàn hồi.
𝑙 𝑣 : là chiều dài toàn bộ của vòng đàn hồi.
[𝜎] 𝑑 : ứng suất dập cho phép của vòng cao su lấy [𝜎] 𝑑 = 3 (𝑁/𝑚𝑚 2 )
(Thỏa mãn điều kiện) Điều kiện về sức bền uốn của chốt tính theo công thức 9-23[1]:
[𝜎] 𝑢 : ứng suất uốn cho phép của chốt lấy [𝜎] 𝑢 = 80(𝑁/𝑚𝑚 2 )
