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

KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

Giảng viên hướng dẫn: ThS. Phạm Thanh Tùng Sinh viên thực hiện : Nguyễn Mạnh Cường Lớp : 61CĐT3

Mã sinh viên : 1951201641

Hà Nội, 9/2021

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

1.2.1 Xác định tỉ số truyền của hệ dẫn động theo công thức 3.23/48[1]...4

1.2.2 Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động (Ut¿ cho các bộ truyền theo công thức 3.24[1] ta có:...4

1.2.3 Xác định cơng suất, mơmen xoắn và số vịng quay các trục...4

PHẦN II: TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG...5

2.1 Chọn tiết diện đai...5

2.2 Chọn đường kính đai...5

2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục a...6

2.4 Xác định chính xác khoảng cách trục...6

2.5 Xác định số đai...7

2.6 Xác định các thông số cơ bản của bánh đai...7

2.7 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên các trục...8

PHẦN III: TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CƠN RĂNG THẲNG...8

3.1 Chọn vật liệu bánh răng...8

3.2 Xác định ứng suất sơ bộ cho phép...9

3.3 Xác định sơ bộ chiều dài cơn ngồi bộ truyền bánh răng cơn...10

3.4 Xác định các thơng số ăn khớp...11

3.4.1 Xác định mơ đun vịng ngồi và vịng trung bìnhmte,mtm...11

3.4.2 Xác định chính xác ứng suất cho phép...12

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

3.5.1 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc...12

3.5.2 Kiểm nghiệm độ bền uốn...14

3.6 Xác định các thông số khác...15

3.7 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng...16

PHẦN IV: TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC...16

4.1 Chọn vật liệu chế tạo trục...17

4.1.1 Xác định lực và phân bố lực tác dụng lên trục...17

4.1.2 Tính sơ bộ đường kính trục theo momen xoắn...18

4.2 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực...18

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

PHẦN VII: DUNG SAI LẮP GHÉP VÀ BÔI TRƠN...42

7.1 Dung sai lắp ghép và lắp ghép ổ lăn...42

7.1.1 Lắp bánh răng lên trục...43

7.1.2 Dung sai mối ghép then...43

7.2 Bôi trơn hộp giảm tốc...43

7.3 Bảng dung sai lắp ghép...44

TÀI LIỆU THAM KHẢO...45

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

Đồ án môn học chi tiết máy với nội dung thiết kế hệ dẫn động cơ khí, cụ thể ở đây làthiết kế hệ dẫn động băng tải, với hộp giảm tốc một cấp bánh răng côn với yêu cầu vềlực cũng như vận tốc và các đặc trưng khác.

Đồ án môn học chi tiết máy với bước đầu làm quen với cơng việc tính tốn, thiết kếcác chi tiết máy trong lĩnh vực cơ khí nhằm nâng cao kỹ năng tính tốn, hiểu sâu hơnvề kiến thức đã học.

Nội dung đồ án môn học chi tiết máy bao gồm: Chọn động cơ.

Tính tốn bộ truyền trong và bộ truyền ngoài. Thiết kế trục và chọn ổ lăn.

Thiết kế vỏ hộp và bôi trơn.

Đồ án môn học chi tiết máy là tài liệu dùng để thiết kế chế tạo các hệ dẫn động cơ khí,nhưng đây không phải là phương án tối ưu nhất trong thiết kế hệ dẫn động do nhữnghạn chế về hiểu biết và kinh nghiệm thực tế.

Em chân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn và các bạn, đặc biệt là thầy ThS.Phạm Thanh Tùng đã giúp đỡ em rất nhiều trong q trình thực hiện đồ án mơn họccủa mình.

Do đây là lần đầu em thiết kế nên việc mắc phải những thiếu sót trong bài thiết kế làkhơng tránh khỏi. Kính mong thầy cơ và các bạn có những ý kiến phê bình, góp ý đểbài thiết kế của em được hoàn thiện hơn.

Sinh viên thực hiện Nguyễn Mạnh Cường

Khoa cơ khí – Trường Đại học Thủy Lợi

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

Đồ án cơ sở thiết kế máyThiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Đề 5.2: Động cơ - bộ truyền đai - bộ truyền bánh răng côn răng thẳng –khớp nối - băng tải

Hệ thống băng tải gồm:1. Động cơ điện 3 pha KĐB

rotor lồng sóc.2. Bộ truyền đai.3. Hộp giảm tốc bánh răng

côn răng thẳng.4. Nối trục đàn hồi.5. Băng tải.

Số liệu thiết kế:

Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài @

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

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

1.1 Chọn động cơ.

1.1.1 Xác định công suất động cơ.

- Công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên trục máy công tác:

1000 ^=4,01(kW)^.- Do tải trọng không thay đổi nên P_t=P_lv = 4,01 (kW).- Hiệu suất truyền động:

= ɳ ɳ<small>ol</small>

.ɳ<small>đ</small>.ɳ<small>br</small>.ɳ<small>kn</small>=0,99<small>3</small>.0,95.0,96 .0,99=0,87.Trong đó:

+ɳ<small>ol</small>– hiệu suất một cặp ổ lăn:ɳ<small>ol</small> = 0,99.+ ɳ<small>đ</small> – hiệu suất bộ truyền đai: ɳ<small>đ</small> = 0,95.+ɳ<small>br</small> – hiệu suất bộ truyền bánh răng: ɳ<small>br</small> = 0,96.+ɳ<small>kn</small> – hiệu suất khớp nối trục đàn hồi: ɳ<small>kn</small> = 0,99.(Trị số của hiệu suất được tra theo bảng 2.3[1]).- Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là:

P<small>ct</small>= <small>t</small>ɳ⁼

0,87^=4,60(kW) (CT2.8/19[1]).1.1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ.

- Xác định số vòng quay của động cơ.+ Vận tốc của băng tải: v = 1,36 (m/s).+ Đường kính tang quay băng tải 220 mm.

n_lv=^{60000. v}

π.D =^60000.1,36_{π .220} =¿118,06 (vòng/phút).+ Tỉ số truyền của bộ truyền trong: u<small>br</small> = 4.

+ Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài: u<small>đ</small> = 3.U_sb=u .u_br _đ=4.3 12= .

n_sb=n_lv.U_sb=118,06.12 1416,7= (vòng/phút).

1.1.3 Chọn động cơ.

4

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

Tra bảng P.1.3 ta có động cơ điện.

= ¹⁴²⁵118,06^=12,07. Với: N<small>đc</small>– số vòng quay của động cơ đã chọn (vòng/phút). n<small>lv</small>– số vòng quay của trục máy cơng tác (vịng/phút).

1.2.2 Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động (U<small>t</small>¿ cho các bộ truyền theo cơng thức3.24[1] ta có:

- U<small>t</small>=12,07.

- Có U<small>hgt</small> = u<small>br</small> = 4 (hộp giảm tốc 1 cấp).

- Tính lại tỉ số truyền bộ truyền đai: u<small>đ =</small>U<small>t</small>u<small>br</small>

=^12,07₄ =3,01_.1.2.3 Xác định công suất, mơmen xoắn và số vịng quay các trục.- Cơng suất trục III: P<small>III</small>=P<small>lv</small>=4.01(kW) .

- Công suất trục II: P_II= ^P<small>lv</small>ɳ<small>ol</small>.ɳ<small>kn</small>

= ^4,01

0,99.0,99^=4,09(kW).- Công suất trục I: P<small>I</small>= ^P<small>II</small>

ɳ<small>ol</small>.ɳ<small>br</small>= ^4,09

0,99.0,96^=4,30(kW)^.- Công suất thực của động cơ: P_đc= ^P<small>I</small>

ɳ<small>ol</small>.ɳ<small>đ</small>= ^4,30

- Số vòng quay trục I: n<small>I</small>=^N<small>đc</small>u<small>đ</small>

3,01 =473,42 (vòng/phút).- Số vòng quay trục II: n_II=ⁿ<small>I</small>

4 ^=118,35 (vòng/phút).- Số vòng quay trục làm việc: n<small>lv</small>=n<small>II</small>=118,35 (vịng/phút).

* Mơmen xoắn trên các trục: T<small>i</small>=^9,55.10<small>6</small>.P<small>i</small>n<small>i</small>

.

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

- Mômen xoắn thực trên động cơ: T<small>đc</small>=^{9,55. 10}<small>6</small>

.P<small>đc</small>n_đc ⁼

9,55.10 .4,57<small>6</small>

1425 =30627,01 (N.mm).- Mômen xoắn trên trục I: T_I=^{9,55. 10}

=^{9,55.10 .4,30}<small>6</small>

473,42 ^=86741,16 (N.mm).

- Mômen xoắn trên trục II: T_II=^9,55.10<small>6</small>.P<small>II</small>n_II ⁼

9,55. 10<small>6</small>.4,09

118,35 =330033,79 (N.mm).- Mômen xoắn trên trục làm việc: T_lv=^{9,55. 10}

<small>6</small>.P<small>lv</small>n_lv ⁼

9,55.10 .4,01<small>6</small>

118,35 ⁼^¿323578,36 (N.mm).

2.2 Chọn đường kính đai.

6

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

- Đường kính bánh đai nhỏ d₁= 140 (mm) (bảng 4.13/59[1]).

- Vận tốc đai: v =^{π .d}<small>1</small>.n<small>1</small>60000 ⁼

π .140 .1425

60000 =10,44 (m/s) < v_max=25 (m/s).→ Thỏa mãn điều kiện: v < v<small>max</small>.

- Đường kính bánh đai:

d₂ =u<small>đ</small>.d<small>1</small>.(1 – ε) = 3,01.140.(1 – 0,02) = 412,97 (mm).→ Chọn d<small>2</small> = 400 (mm).

- Tính tốn tỉ số truyền thực tế:

u_tt= ^d<small>2</small>d₁.(1 –ε)⁼

140.(1 –0,02)^=2,91- Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền:

u<small>đ</small>

|

.100 %=

|

2,91 3,01−

3,01

|

.100 %=3,32 %<4 %→ d<small>2</small> thỏa mãn điều kiện ∆<small>u</small> ≤ 4%.

2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục a.- Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục.

- ^a<small>sb</small>d<small>2</small>

=2.400+^{π.(140 400}⁺ ⁾

(400 140− )<small>2</small>

4.400 =1690,48 (mm).- Theo bảng 4.13/59[1] chọn chiều dài đai tiêu chuẩn: L = 1600 (mm).

- Kiểm tra số vòng chạy: i = ^vL⁼

2 ⁼400 140−

2 ⁼¹³⁰ (mm).

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

- Góc ơm trên bánh đai nhỏ:

α₁=180 °−^{57 °.}(d₂−d₁)

57 °.(400 140− )

351,86 ^{=137,88°>120 °.}→ Góc ơm thỏa mãn.

2.5 Xác định số đai.

z = ^P<small>1</small>.K_đ

[

P<small>0</small>

]

.C .C<small>αL</small>.C .C<small>uz</small>

(CT4.16/60[1]).

Trong đó:

+ P₁=4,57: cơng suất trên trục bánh đai chủ động (kW).

+ [P₀¿: công suất cho phép từ bảng 4.19[1] Trang 62 bằng nội suy chọn [P¿ ¿0]=2.20¿

+ K_đ: hệ số tải trọng động từ bảng 4.7 Trang 55 và số ca làm việc là 3 => K<small>đ</small>=1,3.+ C_α: hệ số ảnh hưởng của góc ơm α₁ với α<small>1</small>=137,88 ° tra bảng 4.15[1] => C<small>α</small>=0,89.+ C<small>u</small>: hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền 4.17[1] Trang 61 => C<small>u</small>=1,14.

+ C<small>L</small>=1: hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai từ bảng 4.17[1](T61) với _L^L<small>0</small>

=¹⁶⁰⁰₁₇₀₀=0,94.

+ C<small>z</small>: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai, do ^P<small>1</small>P<small>0</small>

=^4,572,20^=2,07Tra bảng 4.18[1] Trang 61 => C_z=0,95.

* Từ các thông số đã chọn thay vào công thức tính z, ta được: z = _{2,20.0,89.1 .1,14 .0,95}^4,57.1,3 =2,8.→ Chọn z = 3.

2.6 Xác định các thông số cơ bản của bánh đai.- Tra bảng 4.21[1] trang 63 được:

h<small>0</small>=3,3 (mm). t = 15 (mm). e = 10 (mm). H = 12,5 (mm). φ = 36°.

- Từ số đai z có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức:

8

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

B = (z – 1).t + 2.e = (3 – 1).15 + 2.10 = 50 (mm).- Đường kính ngồi của bánh đai.

d<small>a 1</small>=d<small>1</small>+2. h<small>0</small>=140+2.3,3=146,6 (mm).d_{a 2}=d₂+2. h₀=400+2.3,3 406,6= (mm).- Đường kính đáy bánh đai.

d_{f 1}=d_{a 1}−2. H=146,6−2.12,5=121,6 (mm).d_{f 2}=d_{a 2}−2. H=406,6 2.12,5 381,6− = (mm).2.7 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên các trục.- Lực căng đai: F<small>v</small>=q<small>m</small>.v<small>2</small>

+ Giới hạn bền: σ<small>b 2</small> = 750 (MPa).+ Giới hạn chảy: σ<small>ch2</small>= 450 (MPa).- Vật liệu bánh răng nhỏ.

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

+ Nhãn hiệu thép: C45.+ Tôi cải thiện.+ Độ rắn: HB<small>1</small> = 245.

+ Giới hạn bền: σ<small>b 1</small> = 850 (MPa).+ Giới hạn chảy: σ<small>ch1</small> = 580 (MPa).3.2 Xác định ứng suất sơ bộ cho phép.

¿Trong đó chọn sơ bộ:

{

Z_R.Z_V.K_xH=1.

S<small>H</small>,S<small>F</small> – Hệ số an tồn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn.Tra bảng 6.2 trang 94[1] với:

- Bánh răng chủ động: S_{H 1}=1,1 → S_{F 1}=1,75.- Bánh răng bị động: S<small>H 2</small>=1,1 → S<small>F2</small>=1,75.

σ_{H lim}_¿<small>0¿</small>, σ_{F lim}_¿<small>0</small>- Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.<small>¿</small>

¿ ⇒- Bánh chủ động:

¿- bánh bị động:

¿Ta có:

{

N_{H 01}=30. HB<small>2,4</small>₁ <small>2,4</small>=30. 245 =1,6.10<small>7</small>

.N_{H 02}=30. HB<small>2,4</small>₂ <small>2,4</small>

=30. 230 =1,39.10<small>7</small>.N<small>F 01</small>=N<small>F 02</small>=4. 10<small>6</small>

- N<small>HE 1</small>=60. c.n<small>1</small>.t<small>Σ</small>=60.1 .473,42.13920=3,95.10<small>7</small> .- N<small>HE 2</small>=60. c.n<small>2</small>.t<small>Σ</small>=60.1 .118.35 .13920=9,88.10<small>7</small>. - N<small>FE1</small>=N<small>HE1</small>=3,95.10<small>7</small>

- N<small>FE2</small>=N<small>HE2</small>=9,88.10<small>7</small>. ⇒ Ta có:

N<small>HE1</small>>N<small>H 01</small>⇒ K<small>HL1</small>=1.

10

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

N<small>HE2</small>>N<small>H 02</small>⇒ K<small>HL2</small>=1.N_FE1>N_{F 01}⇒ K_FL1=1.N_FE2>N_{F 02}⇒ K<small>FL2</small>=1.Do vậy ta có:

{ [

σ<small>H 1</small>

]

= <small>H lim 1</small>⁰

S_{H 1} ^{.Z .Z}<small>RV</small>. K_xH. K_HL1=⁵⁶⁰_1,1 .1.1 509,09= (_MPa)_.

[

σ<small>H 2</small>

]

= <small>H lim 2</small>

<small>0</small>S<small>H 2</small>

.Z .Z_R _V.K_xH. K_HL2=⁵³⁰

1,1 ^{.1.1 481,82}⁼ ⁽^MPa⁾^.

[

σ<small>F 1</small>

]

= <small>F lim 1</small>⁰

S_{F 1} ^.Y<small>R</small>.Y .K_S _xF.K_{FL 1}=⁴⁴¹

1,75^{.1 .1=252(MPa)}^.

[

σ<small>F 2</small>

]

= <small>F lim 2</small>

<small>0</small>S<small>F 2</small>

√

T<small>1</small>. K<small>Hβ</small>K<small>be</small>.(1−K<small>be</small>).u.¿ ¿ ^¿

K_R – Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng và loại răng: Đối với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng làm bằng thép ⇒K<small>R</small>=50( MPa)<small>1 /3</small>.

T<small>1</small> – Mômen xoắn trên trục chủ động: T<small>1</small>=86741,16(N.mm).

[

σ<small>H</small>

]

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[

σ<small>H</small>

]

=481,82(_MPa)_.u – Tỉ số truyền: u = 4.

K_be – Hệ số chiều rộng vành răng: chọn sơ bộ K_be=0,25.

⇒ ^K<small>be</small>.u2−K<small>be</small>

K_Hβ,K_Fβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên hiều rộng vành răng khi tính về ứng xuất tiếp xúc và uốn: tra bảng 6.21 trang 133[1] với: tra bảng 6.21 với sơ đồ 1 trục lắp trên ổ đũa HB < 350 ⇒K_Hβ=1,13.

Do vậy:

R<small>e</small>=K<small>R</small>.

√

u<small>2</small>+1 .<small>3</small>

√

T<small>1</small>. K<small>Hβ</small>K<small>be</small>.(1−K<small>be</small>).u.¿ ¿ ^¿

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

= 50.

√

4<small>2</small>+1 .<small>3</small>

√

86741,16.1,13

0,25.(1−0,25).4 . 481,82<small>2</small>=170,22(mm).3.4 Xác định các thông số ăn khớp.

3.4.1 Xác định mơ đun vịng ngồi và vịng trung bìnhm<small>te</small>,m<small>tm</small>.- Đường kính vịng chia ngồi:

d<small>e 1</small>= ^{2. R}<small>e</small>

√

u<small>2</small>

m_tm=^d<small>m 1</small>Z<small>1</small>

27,2 ^=2,65^(mm⁾^.

m_te= ^m<small>tm</small>1−0,5 .K<small>be</small>

= ^2,65

1−0,5.0,25^=3,02^(mm).Tra bảng 6.8 chọn m<small>e</small> tiêu chuẩn: m<small>te</small>=3(mm).m_tm=m_te.¿.K<small>be</small>¿=3.(1 0,5.0,25− )=2,63(mm).

Z₁=^d<small>m 1</small>m<small>tm</small>

2,63 ^=27(răng^).⇒ Z₂=u.Z₁=4.27 108= (răng).- Tỉ số truyền thực.

=¹⁰⁸27 ⁼⁴- Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền.

∆_u=

|

u<small>t</small>−uu

|

=

|

4−4

4

|

=0<4 %.- Góc cơn chia.

Z<small>2</small>

)

=arctg

(

27108

)

=14 °.δ₂=90 °−δ₁=90°−14 °=76 °.

Với u = 4; Z<small>1</small>= 27 răng tra bảng 6.20 ⇒ ⇒x₁=0,33 ;x₂=−0,33.

12

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

- Đường kính trung bình.

d<small>m1</small>=m_tm.Z₁=2,63.27 71,01= (_mm)_.d_{m 2}=m_tm.Z₂=2,63.108 284,04= (_mm)_.- Chiều dài cơn ngồi.

v = ^{π .d}<small>m1</small>.n₁60000 ⁼

π .71,01 .473,42

60000 ^=1,76(^{m/s .}⁾[σ_H¿=[σ_H]_sb.Z_R.Z_V.K_xH

Trong đó:+ [σ_H¿=481,82 Mpa.

+ Độ nhám 1,25…0,63 → Z_R=1.+ HB ≤ 350 ,v<5 m/s→Z_V=1.+ K<small>xH</small>=1.

→[σ<small>H</small>¿=481,82(MPa).[σ<small>F1</small>¿=[σ<small>F 1sb</small>] .Y<small>R</small>.Y<small>S</small>.K<small>xF</small>Trong đó:

+ [σ<small>F</small>]<small>1 sb</small>=252 MPa.+Y<small>R</small>=1.

+ Y<small>S</small>=1.

→ [σ<small>F1</small>¿=252 MPa, tương tự như thế ta được [σ<small>F 2</small>¿=236,57 MPa.3.5 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.

3.5.1 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc.

Do bánh răng làm việc trong điều kiện bôi trơn tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ=> kiểm nghiệm bánh răng theo độ bền uốn.

σ_H=Z_M.Z_H.Z ._ε

√

2. T₁. K ._H

√

u_t<small>2</small>+10,85. b.u<small>t</small>.d<small>m 1</small>

<small>2</small> ≤

[

σ<small>H</small>

]

.

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

[

σ<small>H</small>

]

- Ứng suất tiếp xúc cho phép.

Z_M – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp: Tra bảng 6.5 Trang96[1].

ε<small>α</small>≈ 1,88 3,2.−

(

1Z<small>1</small>

1108

)

=1,73.⇒ Z_ε=

√

4−ε<small>α</small>

3 ⁼

√

4−1,733 ^=0,87.- Chiều rộng vành răng.

b = K<small>be</small>.R_e=0,25.166,98 41,74= .K<small>H</small> – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.

K_H=K_Hα.K_Hβ. K_HvTra bảng 6.21 với: ^K<small>be</small>.u

2−0,25^=0,57 ⇒ K<small>Hβ</small>=1,13.- Bánh răng côn thẳng ⇒K<small>Hα</small>=1.

V<small>H</small>=δ<small>H</small>.g .v .<small>0</small>

√

d<small>m 1</small>.^{u+ 1}

u ^{=0,004.56.1,76 .}

√

71,01. ^{4 +1}4 ^{=3,71 .}Với v = 1,76 (m/s), chọn cấp chính xác 8.

+ δ_H=0,004.+ g<small>0</small>=56.

⇒ K_Hv=1+ ^V<small>H</small>.b .d_m12. T<small>1</small>.K<small>Hβ</small>. K<small>Hα</small>

=1+_{2.86741,16 .1,13.1}^{3,71.41,74 .71,01} =1,05.

⇒ K<small>H</small>=1.1,13 .1,05=1,18.Vậy ta có:

14

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

σ_H=Z_M.Z .Z ._H _ε

√

2. T₁. K ._H

√

u_t<small>2</small>+10,85. b.u<small>t</small>.d<small>m 1</small>

<small>2</small> =274.1,76 .0,87 .

√

2.86741,16.1,18 .

√

4<small>2</small>+10,85.41,74 .4 .71,01<small>2</small>

¿455,64(_MPa)_.⇒ σ<small>H</small>=455,64 ≤[σ¿¿H ]=481,82(MPa).¿

⇒

[σ¿ ¿H ]−σ_H[σ¿¿H ].100 %=^{481,82−455,64}

481,82 ^{.100 %=5,43 %<10 % .}^¿¿

⇒ Vậy vật liệu làm răng thỏa mãn về độ bền tiếp xúc.3.5.2 Kiểm nghiệm độ bền uốn.

σ_F=^2.T<small>1</small>. K<small>F</small>.Y<small>ε</small>.Y<small>β</small>.Y<small>F 1</small>0,85. b.d<small>m1</small>.m<small>tm</small>Trong đó:

K_F=K_Fα. K_Fβ. K_FvK_be.u

2−0,25^{=0,57 ⇒ K}<small>Fβ</small>=1,25.

Với v = 1,76 (m/s) tra bảng 6.14 trang 107[1] cấp chính xác 8 ⇒ ⇒K_Fα=1,22.

V<small>F</small>=δ<small>F</small>.g<small>0</small>. v.

√

d<small>m 1</small>.^u+1uVới v = 1,76 (m/s), chọn cấp chính xác 8.

+ δ_F=0,011.+ g<small>0</small>=56.

⇒ V_F=δ<small>F</small>.g<small>0</small>. v.

√

d<small>m 1</small>.^u+1

u ^{=0,011.56 .1,76 .}

√

71,01. ^{4 +1}

4 ^=10,21(m/s).⇒ K<small>Fv</small>=1+ ^V<small>F</small>.b. d<small>m 1</small>

2. T<small>1</small>.K<small>Fβ</small>.K<small>Fα</small>

=1+ ^{10,21.41,74 .71,01}2.86741,16 .1,25 .1,22=1,1.⇒ K<small>F</small>=K<small>Fα</small>. K<small>Fβ</small>. K<small>Fv</small>=1,22.1,25.1,11 1,69.=

=_1,73¹ =0,58.Y_β=1− ^β

140 °⁼¹⁻0140 °^=1. Z<small>V 1</small>= ^Z<small>1</small>

cos δ<small>1</small>= ²⁷

cos14 °^{=27,82 ⇒trabảng6.18trang109}[1]⇒Y<small>F 1</small>=3,54.

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

Z<small>V 2</small>= ^Z<small>1</small>cos δ<small>2</small>

σ_{F 2}= <small>F 1</small>.Y<small>F 2</small>

Y<small>F 1</small> =^90,85.3,63_3,54 =93,15(MPa)<[σ¿¿F 2 236,57(]= MPa).¿⇒ Vậy vật liệu làm răng thỏa mãn điều kiện về độ bền uốn.

3.6 Xác định các thông số khác.- Đường kính vịng chia ngồi.

d<small>e 1</small>=m<small>te</small>.Z<small>1</small>=3.27 81= (mm).d<small>e 2</small>=m<small>te</small>.Z<small>2</small>=3.108 324= (mm).

- Chiều cao đầu răng ngoài.

h_ae1=(h¿¿te+x₁.cosβ).m_te= (cosβ+0,33. cosβ).3=3,99¿ (mm).h_ae2=(h¿¿te+x₂.cosβ).m_te= (cosβ−0,33.cosβ).3=2,01¿ (mm).

- Chiều cao chân răng ngoài.

h_fe1=h_e−h_ae1=2,2. m_te−3,99=2,61 (mm).h_fe2=h_e−h_ae2=2,2.m_te−2,01=4,59 (mm).

- Đường kính đỉnh răng ngồi.

d_ae1=d_{e 1}+2. h_ae1. cosδ₁=81+2.3,99 . cos 14 °=88.74 (mm).d<small>ae2</small>=d<small>e 2</small>+2.h<small>ae2</small>.cos δ<small>2</small>=324 +2.2,01 cos 76 °=324,97. (mm).

- Lực ăn khớp trong bộ truyền bánh răng côn.

F_{t 1}=F_{t 2}=^2.T<small>1</small>d<small>m1</small>

=^2.86741,16_71,01 =2443,06 (N).F_{r 1}=F_{a 2}=F_{t 1}. tan20 °.cos δ₁=2443,06. tan20 ° .cos 14 °=862,78 (N).F_{a 1}=F_{r 2}=F_{t 1}. tan20 °.sin δ₁=2443,06. tan 20 °.sin 14 °=215.11 (N).

16

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

3.7 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng.

Số răng của bánh răng

Chiều cao đầu răng ngoài

h<small>ae1</small> 3,99 (mm)h_ae2 2,01 (mm)

Chiều cao chân răng ngồi

h<small>fe 1</small> 2,61 (mm)h_fe2 4,59 (mm)

Đường kính vịng chia ngồi ^d^{e 1}

</div><span class="text_page_counter">Trang 22</span><div class="page_container" data-page="22">

- Trục truyền ln quay có thể tiếp nhận đồng thời cả momen uốn và momen xoắn. Các trục trong hộp giảm tốc là những trục truyền.

- Chỉ tiêu quan trong nhất phần lớn với các trục là độ bền, ngoài ra cịn có độ cứng vàđối với trục quanh nhanh là độ ổn định dao động. [1-182].

Tính tốn trục bao gồm các bước sau đây: + Chọn vật liệu.

+ Tính thiết kế trục về độ bền.

+ Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

+Trường hợp cần thiết thì kiểm nghiệm trục về độ cứng, trục quay nhanh kiểmnghiệm về độ ổn định dao động.

4.1 Chọn vật liệu chế tạo trục.

- Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có σ<small>b</small>=600(MPa), có ứng suất xoắn chophép [τ]=12 ÷ 20(MPa).

4.1.1 Xác định lực và phân bố lực tác dụng lên trục.

* Khớp nối: Khớp nối đàn hồi, chi tiết tiêu chuẩn, dựa vào momen xoắn tính tốn.

- Momen xoắn trên khớp nối.

+ Tra bảng 16.1/58[2] ta có: k =1,2÷ 1,5 đối với băng tải Chọn k =1,5.⇒ T<small>t</small>=k .T=1,5.330033,79=495050,68 (_N.mm)=495,05 (N.m).+ T<small>t</small><[T]=1000(N .m), với [T] = 1000 (N.m).

- Tra bảng 16.10a/68[2], ta có:

D<small>t</small>=D<small>0</small>=130 (mm)- Lực vịng trên khớp nối.

F<small>t</small>=^{2. T}D_t⁼

130 ^{=5077,44(N )}- Lực hướng tâm tác dụng lên trục.

18

</div><span class="text_page_counter">Trang 23</span><div class="page_container" data-page="23">

F<small>kn</small>=0,3. F<small>t</small>=0,3.5077,44 1523,23= (_N)_.

* Bộ truyền bánh răng cơn thẳng.- Ta có lực vịng:

F_{t 1}=F_{t 2}=^2.T<small>1</small>d<small>m 1</small>

=^2.86741,16_71,01 =2443,06 (N).- Lực hướng tâm và lực dọc trục.

F_{r 1}=F_{a 2}=F_{t 1}. tan20 °.cos δ₁=2443,06. tan20 ° .cos 14 °=862,78 (N).F_{a 1}=F_{r 2}=F_{t 1}. tan20 °.sin δ₁=2443,06. tan 20 °.sin 14 °=215,11 (N).* Bộ truyền đai.

F<small>r</small>=2.F<small>0</small>. z.sin

(

α₁

2

)

=2.177,68 .3 . sin

(

137,88

2

)

=994,27 (N).4.1.2 Tính sơ bộ đường kính trục theo momen xoắn.

- Tra bảng P1.7/242[1] với động cơ 4A112M4Y3 ta có: d<small>dc</small>=32(mm).Theo cơng thức 10.9 trang 188[1], ta có:

- Đường kính trục xác định chỉ bằng momen xoắn.

0,2.[τ ]⁼<small>3</small>

0,2. 20[ ]^=27,88(mm)⇒ Chọn d<small>1 sb</small>=30(mm).

- Chiều rộng ổ lăn trên trục, tra bảng 10.2/189[1].

Với

{

d<small>1 sb</small>=30 (mm)

d_{2 sb}=45(mm) ⇒

{

b<small>01</small>=19(_mm)_.b₀₂=25(mm).

4.2 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực.* Xác định chiều dài may ơ.

- May ơ bánh đai: l<small>m 12</small>=(1,2 …1,5).d₁=36 ÷ 45 (mm).

⇒ Chọn l_{m 12}=45(mm).

</div><span class="text_page_counter">Trang 24</span><div class="page_container" data-page="24">

- May ơ bánh răng cơn nhỏ: l<small>m13</small>=(_1,2_…_1,4).d<small>1</small>=36 ÷ 42(mm).

- l<small>kl</small> – Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k.- l<small>ki</small> – Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k.

20

</div><span class="text_page_counter">Trang 25</span><div class="page_container" data-page="25">

- l_mki – Chiều dài may ơ của chi tiết quay thứ i lắp trên trục k.

- l<small>kci</small> – Khoảng cơng xon trên trục k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gốiđỡ: l_cki=0,5.(l_mki+b₀)+k₃+h_n.

- b<small>ki</small> – Chiều rộng bánh răng thứ i trên trục thứ k.Tra bảng 10.3/189[1], ta được:

⇒ Chọn k<small>1</small>=10(mm),k<small>2</small>=5(mm),k<small>3</small>=10(mm),h<small>n</small>=15 (mm).* Trục I.

l<small>12</small>=0,5.(l<small>m12</small>+b<small>01</small>)+k<small>3</small>+h<small>n</small>=0,5.(45 19+ )+10+15=57(_mm)_.l₁₁=(2,5 3÷).d₁=(2,5 3÷).30=75 90÷ (mm)⇒chọnl<small>11</small>=75 (mm).

l₁₃=l₁₁+k k₁+ ₂+l_{m 13}+0,5.(b₀₁−b₁₃. cos δ₁)=75+10+5+40 0,5.+ (19 41,74.cos 14− )=119,24 (mm)⇒ Chọn l₁₃=120 (mm).

* Trục II.

l_{c 22}=0,5.(b₀₂+l_{m 22})+ +h_n k₃=0,5.(25 70+ )+15+10=72,5(mm).l<small>22</small>=0,5.(l<small>m 22</small>+b<small>02</small>)+k<small>1</small>+k<small>2</small>=0,5.(70 25+ )+10+5=62,5(mm).⇒ Chọn l<small>22</small>=63(mm).

l<small>21</small>=2. l<small>22</small>+d<small>m 1</small>=2.63 71,01 197,01+ = ⇒ Chọnl<small>21</small>=198(mm)4.3 Xác định đường kính các đoạn trục.

* Trục I.- Sơ đồ đặt lực:

- Tính lực:

F_rx=F_r. cos (180−@)=994,27.cos(180 135− )=703,05(N .mm)F_ry=F_r. sin (180−@)=994,27.sin(180 135− )=703,05(N .mm)

</div>