›
›

Giáo trình Cơ sở thiết kế máy và thiết kế máy chi tiết máy - Phần 2: Thiết kế chi tiết máy - Lê Văn Uyển

pdf 136 trang phuongnguyen 9801
Download
Bạn đang xem 20 trang mẫu của tài liệu "Giáo trình Cơ sở thiết kế máy và thiết kế máy chi tiết máy - Phần 2: Thiết kế chi tiết máy - Lê Văn Uyển", để tải tài liệu gốc về máy bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên

Tài liệu đính kèm:

  • pdfgiao_trinh_co_so_thiet_ke_may_va_thiet_ke_may_chi_tiet_may_p.pdf

Nội dung text: Giáo trình Cơ sở thiết kế máy và thiết kế máy chi tiết máy - Phần 2: Thiết kế chi tiết máy - Lê Văn Uyển

  1. LÊ VĂN UYỂN PHẦN THỨ HAI THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY Hà nội tháng 9-2015
  2. MỤC LỤC PHẦN II THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY Chương 13 SƠ ĐỒ HỆ DẪN ĐỘNG MÁY VÀ TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC 13.1 Khái niệm chung về máy công tác và sơ đồ bố trí hệ dẫn động máy 1 13.2 Chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền trong sơ đồ dẫn động 8 Chương 14 THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY VÀ BỘ PHẬN MÁY 14.1 Dữ liệu và các yêu cầu khi thiết kế các chi tiết máy 23 14.2 Thứ tự tính toán thiết kế các chi tiết trong hệ dẫn động 23 14.3 Tự động hóa thiết kế các chi tiết truyền động 52 Chương 15 THIẾT KẾ KẾT CẤU CÁC CHI TIẾT VÀ BỘ PHẬN MÁY 15.1 Kết cấu các chi tiết truyền động 54 15.2 Kết cấu trục và các phương pháp cố định chi tiết trên trục 70 15.3 Kết cấu bộ phận ổ, bôi trơn và che kín 79 15.4 Kết cấu các chi tiết khác 90 15.5 Bôi trơn các chi tiết trong hộp giảm tốc 102 15.6 Lắp ráp, kiểm tra và điều chỉnh ăn khớp 105 15.7 Bản vẽ lắp Hộp giảm tốc 128 TÀI LIỆU THAM KHẢO 131
  3. Chƣơng 13 SƠ ĐỒ HỆ DẪN ĐỘNG MÁY và TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC 13.1 KHÁI NIỆM CHUNG VỀ MÁY CÔNG TÁC VÀ SƠ ĐỒ BỐ TRÍ HỆ DẪN ĐỘNG MÁY Thực tế các máy công tác rất đa dạng về chủng loại và tính năng sử dụng. Tải trọng và vận tốc có thể không đổi hay thay đổi trong quá trình vận hành. Có thể đưa ra một số nhóm máy công tác sau đây làm ví dụ minh họa: Nhóm I bao gồm các máy có công suất công tác không đổi hay thay đổi không đáng kể còn vận tốc của cơ cấu chấp hành (CCCH) là không thay đổi trong quá trình vận hành: Các loại băng tải; xích tải; lò quay Nhóm II bao gồm các máy có công suất làm việc với tải trọng thay đổi nhưng vận tốc không thay đổi, bao gồm các cơ cấu trong máy nâng hạ như cầu trục, cầu lăn, thang máy Nhóm III bao gồm các máy công tác có công suất và vận tốc công tác thay đổi như các máy gia công kim loại (Các máy cắt gọt vạn năng: máy tiện, máy phay; máy mài hoặc các máy CNC), các loại ô tô; máy kéo Hình 13.1 là một sơ đồ hệ dẫn động (HDĐ) của máy vận chuyển liên tục, ở đây dùng động cơ điện nối với HGT trục vít bằng khớp nối; Đầu ra HGT được lắp đĩa xích dẫn còn đĩa bị dẫn lắp trên trục tang và trên trục tang được lắp tang đường kính D(mm) và băng tải chuyển động với vận tốc v(m/s). Nhìn chung HDĐ của một máy công tác bao gồm các bộ phận chính sau đây: - Nguồn động lực: Động cơ điện có tốc độ không đổi hay thay đổi; Động cơ đốt trong hoặc turbin khí - TĐCS bao gồm các bộ truyền ngoài: bộ truyền đai; bộ truyền xích hoặc truyền động bánh răng để hở hay truyền động bánh ma sát; một HGT một hay nhiều cấp hoặc hộp số. - Khớp nối dùng để nối giữa các đầu trục lại với nhau. Ngoài ra có thể bố trí thêm một số bộ phận khác tùy yêu cầu sử dụng như phanh, cơ cấu an toàn . 1
  4. 4 v 3 D T1 Tm T1 2 T2 1 H T3 t tm t1 t2 t3 tck 5 F B v D 1. §éng c¬ ®iÖn 2. Khíp nèi 3. HGT (HGT trôc vÝt) 4. Bé truyÒn ngoµi (XÝch) 5. Bang t¶i: D ®•êng kÝnh tang F lùc kÐo v vËn tèc b¨ng t¶i Hình 13.1 Sơ đồ dẫn động máy công tác (băng tải) Tùy thuộc vào loại máy công tác mà hệ thống dẫn động máy (HDĐ) cần có những yêu cầu khác nhau. Việc lựa chọn sơ đồ bố trí HDĐ là một trong những yếu tố quan trọng trong quá trình thiết kế máy. Tùy thuộc vào yêu cầu của CCCH; không gian bố trí mà người thiết kế đưa ra sơ đồ HDĐ hợp lý. Việc thiết kế máy công tác chính là thiết kế HDĐ, bao gồm chọn nguồn động lực (chọn động cơ) và thiết kế hoăc chọn (mua) truyền động công suất (TĐCS) hoặc HGT. Phần II cuốn tài liệu sẽ trình bày phương pháp tính toán thiết kế HDĐ máy, bao gồm lựa chọn sơ đồ HDĐ; chọn động cơ điện; thiết kế các chi tiết và bộ phận khác; tính toán thiết kế kết cấu các chi tiết trong HGT. Do khuôn khổ có hạn nên cuốn tài liệu này chỉ trình bày tính toán thiết kế HDĐ các máy công tác có vận tốc không thay đổi và có công suất (lực kéo) ở bộ phận công tác là không đổi hoặc thay đổi theo chế độ ổn định. Thiết kế các chi tiết truyền động được trình bày dưới hai dạng cơ bản: - Thiết kế các chi tiết truyền động theo phương pháp thông thường. 2
  5. - Thiết các chi tiết truyền động bằng cách sử dụng phần mềm thiết kế trong Autodest Inventor. 13.1.1 Động cơ điện Động cơ điện được sử dụng rất rộng rãi để tạo ra cơ năng cho các máy công tác. Động cơ có rất nhiều loại: Động cơ một chiều; Động cơ xoay chiều (động cơ không đồng bộ; Động cơ đồng bộ); Động cơ bước (động cơ giảm tốc; động cơ rung và động cơ Servo). Với dãy động cơ không đồng bộ 3K- 4K có chung ưu điểm là hiệu suất cao, mô men mở máy khỏe và độ rung thấp. Kích thước và dãy công suất phù hợp với dãy tiêu chuẩn IEC. Động cơ dùng để dẫn động cho các thiết bị như máy cắt gọt kim loại, máy nghiền, máy trộn, băng tải Hiện nay trên thị trường có nhiều loại động cơ do nhiều công ty chế tạo. Bảng PL 13.1&2 giới thiệu thông số kỹ thuật động cơ điện Việt Hung để bạn đọc tham khảo khi chọn động cơ điện cho HDĐ. 13.1.2 Hộp giảm tốc HGT là một tổ hợp hình thành từ các bộ truyền bánh răng hay trục vít được bố trí theo một sơ đồ, có tỷ số truyền không đổi (u > 1), dùng để giảm tốc độ đồng thời tăng mô men xoắn của trục ra. Một loại cơ cấu tương tự nhưng dùng để tăng tốc (u < 1) gọi là Hộp tăng tốc. Tùy thuộc vào số cấp, loại bộ truyền bố trí và sơ đồ bố trí mà HGT được chia thành các loại sau đây: - HGT một cấp: HGT bánh răng trụ (hình 13.2a); HGT bánh răng côn (hình 13.3a,b&c); HGT trục vít (hình 13.4a,b&c). - HGT hai cấp: HGT bánh răng trụ khai triển (hình 13.2b); Khai triển phân đôi (hình 13.2c); hay HGT đồng trục (hình 13.d); HGT côn – trụ (hình 13.3d&e); HGT Bánh răng - trục vít (hình 13.4d) hay Trục vít - bánh răng (hình 13.4e) và trục vít hai cấp (hình 13.4g). - HGT ba cấp: HGT côn – Trụ 3 cấp; HGT bánh răng trụ 3 cấp Ngoài cách phân loại trên, tùy thuộc vào yêu cầu mà vị trí đầu vào và đầu ra các trục có thể được bố trí khác nhau. Có loại HGT có hai đầu vào (một đầu để nối với động cơ qua khớp nối, đầu kia để dự phòng hay để nối với một thiết bị an toàn) hoặc hai đầu ra (một dẫn động kéo hai bộ phận công tác) (hình 13.3c); hoặc tâm trục vào và ra nằm trên mặt phẳng song song với đáy hộp hay nghiêng góc hoặc ví trí đường tâm trục vào có thể nằm ngang phía dưới, phía trên hay thẳng đứng (hình 13.4a,b&c). 3
  6. Tùy thuộc vào yêu cầu kích thước, làm việc mà các bộ truyền có thể là răng thẳng hay răng nghiêng. Việc lựa chọn phương án loại HGT và bố trí vị trí các bộ truyền trong và ngoài, cũng như loại bộ truyền tùy thuộc vào các yêu cầu cụ thể. Ngoài các HGT trên còn có HGT bánh răng sóng hay HGT hành tinh. HGT bánh răng chốt và Động cơ HGT (động cơ gắn liền HGT). Bảng 13.1 cho phạm vi tỷ số truyền nên dùng của bộ truyền đai, xích và HGT bánh răng. Bảng 13.1 Tỷ số truyền nên dùng cho bộ truyền và HGT Loại truyền động Tỷ số truyền Truyền động đai - Đai dẹt 2 4 - Đai thang 3 5 - Đai răng 4 10 Truyền động xích 2 5 Hộp giảm tốc một cấp - HGT bánh răng trụ 4 6 (8) - HGT bánh răng côn răng thảng 3 4,5 - HGT trục vít 14 30 Hộp giảm tốc hai cấp - HGT Côn - trụ 10 25 - HGT bánh răng trụ (khai triển; phân đôi và đồng trục) 10 40 - HGT Bánh răng - trục vít và Trục vít bánh răng 50 100 - HGT 2 cấp trục vít 200 800 13.1.2.1 Hộp giảm tốc bánh răng trụ HGT bánh răng trụ gồm các loại sau đây: HGT bánh răng trụ một cấp (hình 13.2a) dùng khi tỷ số truyền không lớn, thường uh < 7 nếu là bánh trụ răng nghiêng, còn nếu sử dụng bánh trụ răng thẳng thì uh 5. Do các bánh răng bố trí đối xứng so với gối đỡ trục nên khi thiết kế nên chọn a lớn (a 0,4 0,5 ). HGT bánh răng trụ 2 cấp thường dùng khi tỷ số truyền uh = 10 40, có thể bố trí theo các sơ đồ khác nhau: - HGT khai triển (hình 13.2b). Loại này có kết cấu đơn giản nhưng do bánh răng phân bố không đối xứng so với gối đỡ trục nên làm cho sự phân bố không đều của tải trọng tăng lên. Để khắc phục cần tăng độ cứng trục, tăng độ chính xác chế tạo và giảm chiều rộng vành răng (chọn a nhỏ). 4
  7. n2 x x n1 x n1 n1 x x x x x x x n1 n1 x x x x x x a) b) c) d) e) MÆt ph©n c¸ch MÆt ph©n c¸ch x x x x x x x x h) g) Hình 13.2 HGT bánh răng trụ một và 2 cấp - HGT khai triển phân đôi (hình 13.2c). Có thể phân đôi ở cấp nhanh hay ở cấp chậm. Do sử dụng cặp bánh răng phân đôi nên dòng công suất được chia đôi vì vậy kích thước trục có lắp bánh răng phân đôi sẽ nhỏ hơn. Mặt khác có thể sử dụng cặp bánh răng chữ V (hai bánh răng nghiêng có hướng răng ngược nh au với góc nghiêng  lớn (thường  = 30o 40o)). Vì vậy khi thiết kế loại HGT này cần lưu ý: + Có thể sử dụng bánh răng có chiều rộng vành răng lớn (chọn a lớn). + Một trên các trục có lắp bánh răng phân đôi cần lắp ổ tùy động. - HGT đồng trục (hình 13.2e), loại HGT này có đặc điểm là đường tâm trục vào và ra nằm trên một đường thẳng và vì vậy kích thước hộp giảm theo chiều dài và tăng theo chiều rộng. Do có một ổ trục nằm bên trong hộp 5
  8. nên việc chế tạo, lắp ghép và bôi trơn ổ giữa sẽ khó khăn. Mặt khác trục trung gian tương đối dài nên cần chọn đường kính trục lớn. HGT bánh răng trụ 3 cấp có tỷ số truyền uh = 40 250, thường bố trí theo sơ đồ khai triển hay phân đôi ở cấp trung gian. Bề mặt phân cách trong HGT bánh răng trụ có thể song song với mặt đáy (hình 13.2g) hoặc tạo với mặt đáy một góc (hình 13.2h). II MÆt MÆt ph©n c¸ch ph©n c¸ch x x x n1 n1 n1 x II II a) b) c) II III z1 z3 z4 I MÆt ph©n c¸ch z2 II n3 z1 z3 z4 I I z2 III d) e) Hình 13.3 HGT bánh răng côn một cấp và HGT côn trụ 2 cấp HGT bánh răng trụ được sử dụng nhiều hơn so với các loại HGT khác do có nhiều ưu điểm như chế tạo lắp ghép đơn giản; hiệu suất truyền động cao. 13.1.2.2 Hộp giảm tốc bánh răng côn và HGT côn trụ hai cấp HGT bánh răng côn được dùng khi cần truyền chuyển động và mô men giữa các trục giao nhau và thường là 90o (hình 13.3). - Khi tỷ số truyền uh 6 nên dùng HGT bánh răng côn 1 cấp và phổ biến nhất là bánh côn răng thẳng (khi uh 4,5) hoặc răng cong khi uh 6. Tùy 6
  9. theo yêu cầu đầu trục ra mà các trục có thể bố trí trong mặt phẳng nằm ngang (hình 13.3a) hoặc trục ra có phương thẳng đứng (hình 13.3b). - HGT côn trụ hai cấp chỉ sử dụng khi tỷ số truyền lớn uh = 10 40. Trường hợp này có thể bố trí theo sơ đồ hình 13.3d hoặc trục vào nằm ngang còn trục ra III thẳng đứng (hình 13.3e). - HGT côn trụ 3 cấp chỉ dùng khi uh = 25 75. Trong các HGT có bánh răng côn thì bánh răng côn thường bố trí ở cấp nhanh còn cấp chậm sử dụng bánh trụ răng răng thẳng hay răng nghiêng. Hướng răng cần chọn sao cho có lợi nhất về lực tác dụng lên ổ. Với HGT bánh răng côn trụ ba cấp có thể bố trị cấp chậm theo sơ đồ dạng khai triển hay khai triển phân đôi. MÆt ph©n c¸ch MÆt ph©n MÆt ph©n c¸ch c¸ch n1 a) b) c) d) MÆt ph©n MÆt ph©n c¸ch n3 c¸ch n1 e) g) h) Hình 13.4 HGT trục vít một cấp và HGT trục vít bánh răng HGT bánh răng côn thường có giá thành cao hơn do chế tạo bánh răng côn phức tạp hơn so với bánh răng trụ; Mặt khác, do lắp ráp và điều chỉnh phức tạp hơn ( yêu cao về sự trùng đỉnh của các mặt côn lăn vì vậy yêu cầu độ chính xác chế tạo và lắp ghép cao hơn). Trong truyền động bánh răng côn, để tăng độ cứng và tải phân bố đều hơn trên đường tiếp xúc, trục bánh răng côn nhỏ nên trí theo các sơ đồ như hình 13.3c. 13.1.2.3 Hộp giảm tốc trục vít và trục vít bánh răng HGT trục vít được dùng khi cần truyền chuyển động giữa hai trục chéo nhau với góc chéo nhau 90o. Bao gồm các loại sau đây: 7
  10. - HGT trục vít một cấp thường dùng khi tỷ số truyền uh = 14 30. Tùy thuộc vào yêu cầu sử dụng mà vị trí của trục vít có thể bố trí theo các sơ đồ khác nhau (hình 13.4a,b&c). - HGT bánh răng- trục vít hoặc trục vít - trục vít khi cần tỷ số truyền uh = 50 100 (hình 13.4d&e). - Nếu tỷ số truyền lớn hơn (uh = 200 800) thì sử dụng HGT trục vít hai cấp (hình 13.4g). Vì HGT được dùng rất phổ biến trong các máy công tác nên được chế tạo sẵn và được bán rộng rãi trên thị trường. Tùy thuộc vào yêu cầu sử dụng mà chọn loại HGT cho phù hợp (theo T và tỷ số truyền uh). Tuy nhiên trong một số trường hợp, người thiết kế có thể thiết kế HGT theo các thông số kỹ thuật yêu cầu. Nội dung của thiết kế các chi tiết và HGT của máy công tác được trình bày cụ thể ở chương 14. 13.2 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN TRONG SƠ ĐỒ DẪN ĐỘNG MÁY Một hệ dẫn động máy thường bao gồm các bộ phận như Động cơ điện; Khớp nối hoặc Khớp nối kết hợp phanh; Bộ truyền ngoài (bộ truyền xích; bộ truyền đai hay bộ truyền bánh răng để hở) và Hộp giảm tốc được bố trí theo một trình tự sao cho có lợi nhất về kích thước khuôn khổ, giá thành, an toàn và thuận tiện trong quá trình vận hành cũng như sửa chữa nhằm thỏa mãn các yêu cầu của thiết kế. Máy công tác được coi là hợp lý khi và chỉ khi sơ đồ dẫn động máy là hợp lý. Thực tế có thể gặp một trong hai trường hợp sau đây khi thiết kế các máy công tác: - Thiết kế máy công tác khi đã biết trước sơ đồ hệ dẫn động. - Thiết kế máy công tác xuất phát từ việc chọn sơ đồ dẫn động máy. Trong cả hai trường hợp trên đều phải chọn được động cơ điện và tiến hành xác định được tỷ số truyền của các bộ truyền trong HDĐ. Trên cơ sở đó xác định được các thông số kỹ thuật cần thiết để thiết kế các chi tiết cũng như bộ phận máy (ví dụ muốn thiêt kế bánh răng, ngoài các yêu cầu như kích thước, tiếng ồn, thời gian sử dụng thì người thiết kế cần phải biết trước: công suất truyền P; tốc độ quay n (hoặc mô men T); hiệu suất  và tỷ số truyền u của bộ truyền. 13.2.1 Khi biết trƣớc sơ đồ dẫn động máy công tác Vì sơ đồ dẫn động máy đã được xác định trước (bao gồm loại bộ truyền ngoài; loại HGT và số cấp, cũng như vị trí bố trí) nên có thể tiến hành chọn động cơ điện như sau: 8
  11. 13.2.1.1 Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ a) Xác định tốc độ quay của trục công tác (trục tang) 60.1000.v n (13.1) ct .D b) Xác định tỷ số truyền chung uc n đb u c (13.2a) n ct Trong đó nđb là tốc độ đồng bộ của động cơ điện. Hiện nay các động cơ được chế tạo với 4 loại tốc độ đồng bộ sau: 750; 1000; 1500 và 3000vg/ph c) Sơ bộ chọn trước tỷ số truyền bộ truyền ngoài: ung và xác định tỷ số truyền hộp giảm tốc tương ứng với tốc độ đồng bộ động cơ u c u h (13.3) u ng e) Lập bảng thống kê. Để tiện so sánh bảng thống kê cần thể hiện được: - Tốc độ đồng bộ của động cơ: nđb = 750; 1000; 1500 và 3000vg/ph. - Bộ truyền ngoài và tỷ số truyền ung. - Loại hộp giảm tốc và tỷ số truyền hộp uh. Ghi chú: vì cho trước sơ đồ dẫn động nên loại bộ truyền ngoài và HGT đã được xác định nên bảng có dạng sau. Tốc độ đồng bộ động cơ,vg/ph 750 1000 1500 3000 Tỷ số truyền chung uc = uc = uc = uc = uc = nđb/nct Loại bộ truyền ngoài - - - - Tỷ số truyền ung ung = ung = ung = ung = Loại, số cấp HGT - - - - Tỷ số truyền uh uh= uc /ung uh= uc /ung uh= uc /ung uh= uc /ung Theo kết quả tính ở bảng trên và dựa vào bảng 13.1 (tỷ số truyền nên dùng của các bộ truyền ngoài và các loại HGT), có thể chọn được tốc độ đồng bộ động cơ hợp lý. 9
  12. 13.2.2.2 Xác định công suất yêu cầu của động cơ a) Khi cơ cấu chịu tải trọng ổn định hoặc thay đổi không đáng kể thì công suất yêu cầu đặt trên trục động cơ xác định theo công thức sau: P P ct (13.4a) yc  b) Khi cơ cấu chấp hành chịu tải trọng thay đổi theo qui luật như hình 13.5, thì công suất yêu cầu được tính theo công thức sau: P P tđ (13.4b yc  - Pct là công suất trên trục công tác trên cơ cấu chấp hành xác định như sau: Pct = F.v/1000,KW (13.5a) - Ptđ là công suất tương đương được xác đinh như sau: 2 k k P t P P 2 .t P i . i (13.5b) tđ  i i 1  i 1 i 1 P1  t i Trong các công thức trên: T1 Tm v(m/s) là vận tốc của cơ cấu chấp hành. T1 F(N) là lực kéo tác dụng trên cơ cấu. T2 Pi là công suất tác dụng trong thời gian T3 tương ứng ti P1 là công suất lớn nhất tác dụng lâu dài nhất trong các công suất Pi. t  là hiệu suất của HDĐ, bao gồm tổn tm t1 t2 t3 hao từ động cơ đến trục công tác xác định tck nhờ công thức sau: Hình 13.5 Sơ đồ tải trọng thay đổi k j  i với i là hiệu suất của bộ i 1 phận (hiệu suất bánh răng, hiệu suất ổ lăn ); j số bộ phận xuất hiện trong hệ dẫn động (trong vi dụ trên thì 10
  13.  = k. h. x. ol (k là hiệu suất của khớp; h là hiệu suất của HGT: 2 h br ol; x là hiệu suất của bộ truyền xích và ol hiệu suất của gối đỡ trục tang); Hiệu suất của bộ phận máy có thể tra ở bảng 13.2. Bảng 13.2 Hiệu suất của bộ truyền và ô Hiệu suất,  Tên gọi Được che kín Để hở Bộ truyền bánh răng trụ 0,96 0,98 0,93 0,95 Bộ truyền bánh răng côn 0,95 0,97 0,92 0,94 Bộ truyền trục vít: - Tự hãm 0,4 0,5 0,2 0,3 - Không tự hãm khi z1 = 1 0,7 0,75 z1 = 2 0,75 0,82 z1 = 3 0,85 0,92 Bộ truyền bánh ma sat 0,90 0,96 0,70 0,88 Bộ truyền đai - 0,95 0,96 Bộ truyền xích 0,95 0,97 0,90 0,93 Một cặp ổ lăn 0,99 0.995 Một cặp ổ trượt 0,98 0,99 13.2.2.3 Chọn động cơ điện Dựa vào công suất yêu cầu và tốc độ đồng bộ sơ bộ đã xác định ở trên, tra bảng PL 13.1&2 để chọn qui cách động cơ thỏa mãn điều kiện sau: Động cơ điện được chọn có công suất động cơ Pđc và tốc độ đồng bộ nđb theo điều kiện sau: Pđc Pyc (13.6) nđb nsb Ngoài ra động cơ được chọn cần đủ mô men để khởi động theo điều kiện: T T (13.7) max k Tđm Tđm Tra bảng PL 13.1&2 xác định thông số và kích thước cơ bản của động cơ điện như sau: - Loại động cơ: (ký hiệu động cơ điện) - Pđc = KW; nđc = vg/ph. - Tmax/ Tđm = > Tmax/ Tđm = - Đƣờng kính trục động cơ dđc = mm 11
  14. 13.2.2.4 Phân phối tỷ số truyền trong HDĐ a) Xác định chính xác tỷ số truyền chung theo công thức sau: n đc u c u ng.u h (13.7) n ct b) Dựa vào bảng (13.1) và kết quả tính uc để chọn lại tỷ số truyền của bộ truyền ngoài và tính chính xác tỷ số truyền của hộp hoặc ngược lại và lập lại bảng : Tốc độ động cơ,vg/ph nđc = Tỷ số truyền chung uc = nđc/nct uc = Loại bộ truyền ngoài - Tỷ số truyền ung ung = Loại, số cấp HGT - Tỷ số truyền uh uh = uc /ung Ghi chú: - Tỷ số truyền của các bộ phận nên nằm trong giới hạn (bảng 13.1) - Nếu là HGT nhiều cấp thì tiến hành phân phối tỷ số truyền giữa các cấp trong hộp với nhau. - Với sơ đồ có HGT trục vít thì utv được chọn sao cho z2 = utv.z1> 28; thường chọn z1 = 2 (ví dụ hình 13.1). 13.2.2.5 Xác định thông s ố kỹ thuật trên các trục hộp giảm tốc Để có dữ liệu thiết kế các chi tiết trong HDĐ và trong HGT, cần xác định các thông số kỹ thuật (P; n và T) trên các trục của HGT. Trong bảng 13.3, lần lượt ký hiệu các trục như sau: - Trục động cơ điện - Trục I là trục vào HGT. - Trục II (với HGT một cấp thì trục II chính là trục ra) - Trục công tác (trục tang) Tiến hành xác định Pi; ni và Ti với i lần lượt là các trục và lập bảng các thông số kỹ thuật như sau (trong trường hợp đang xét ở hình 13.7 do trục 12
  15. động cơ nối với trục vào bằng khớp nối nên uđc/I = uk; còn bộ truyền ngoài là bộ truyền xích nên ung = ux). Bảng 13.3 Thông số kỹ thuật trên các trục HGT Trục Động cơ I II Công tác Thông số uk= 1 uh = ux = Công suất P(KW) Pyc = Pct/ ← ← F.v/1000 Tốc độ quay n(vg/ph) nđc → → nct = nđc/uh.ux Mô men T(N.mm) - - - - Chú ý: - Khi xác định công suất trên các trục cần xuất phát từ công suất trục công tác tính ngược về trục động cơ theo công thức sau: Pct PII (13.8) ct II với ct-II là hiệu suất từ trục công tác về trục II Tương tự tính được PI và Pyc (công suất yêu cầu trên trục động cơ) - Khi xác định tốc độ quay của các trục lại xuất phát từ trục động cơ và tiến hành tính tốc độ các trục theo công thức sau: n đc n I (13.9) u đc I với uđc-I là tỷ số truyền từ trục động cơ đên trục I. Nếu trục động cơ nối với trục vào HGT bằng khớp thì uđc-I = uk = 1; ngược lại nếu dùng bộ truyền đai thì uđc-I = uđ. - Khi đã biết được P và n ta có thể tính được mô men trên các truc theo công thức sau: P T 9,55.10 6 , Nmm (13.10) n 13
  16. Ví dụ 13.1 Xác định các thông số kỹ thuật cho sơ đồ hệ dẫn động băng tải bố trí theo sơ đồ hình 13.6. Biết : Lực kéo trên một băng tải F = 2150N; Vận tốc di chuyển băng tải v = 1,1m/s; Đường kính tang D = 300mm và Tk / Tđm = 1,9. 4 v 3 2 D T1 Tk 1 H  T1 5 t tm F tck B v D 1. §éng c¬ ®iÖn 2. Khíp nèi 3. Hép gi¶m tèc- HGT trôc vÝt 4. Bé truyÒn ngoµi- XÝch 5. B¨ng t¶i: D = ( mm) F = (N) D v = (m/s) v Thêi gian sö dông t (giê) F B ChÕ ®é lµm viÖc: Hình 13.6 Sơ đồ HDĐ băng tải Bài giải Bƣớc 1. Chọn động cơ điện a) Tốc độ quay của trục công tác: 60.1000.v 6.10 4.1,1 n 70,06(vg / ph) ct .D .300 b) Xác định tỷ số truyền chung theo công thức (13.3a); Chọn sơ bộ tỷ số tuyền bộ truyền ngoài ; Tính tỷ số truyền của hộp và kết quả ở bảng dưới đây: Tốc độ đồng bộ động cơ,vg/ph 750 1000 1500 Tỷ số truyền chung 10,7 14,28 21,42 uc= nđb/nct Bộ truyền ngoài BT Xích BT Xích BT Xích Tỷ số truyền ung ux = 3 ux = 3 ux = 3 Loại, số cấp HGT HGT 1 cấp BR côn HGT 1 cấp BR côn HGT 1 cấp BR côn uh= 3,56 Tỷ số truyền uh uh= 4,76 uh= 7,1 14
  17. Từ kết quả tính ở trên trên cho thấy không nên dùng động cơ có nđb = 1500vg/ph vì khi đó tỷ số truyền của xích và HGT bánh răng côn đều rất lớn. Như vậy chỉ còn hai phương án và chọn động cơ có tốc độ đồng bộ nđb = 1000vg/ph hợp lý hơn. c) Xác định công suất yêu cầu của động cơ Do chế độ tải trọng không đổi và một HDĐ kéo hai băng tải nên công suất yêu cầu của động cơ xác định theo công thức (13.4a) có dạng như sau: ' ' Pct Pct P 2. , với Pct là công suất trên một trục công tác (trục tang). yc   F.v 2.(2150).(1,1) Trong đó: P 2. 4,730KW ct 1000 1000  là hiệu suất chung của hệ tính theo công thức sau: 3 3  k br .ol.x (1). 0,96 .(0,99) . 0,96 0,885 Các hiệu suất thành phần: k = 1; br = 0,96; ol = 0,99; x = 0,96. P 4,73 Vậy công suất yêu cầu của động cơ sẽ là: P ct 5,34KW yc  0,885 Tra bảng PL13.1&2, với Pyc = 5,34KW và nđb = 1000vg/ph, tìm được động cơ sau: - Loại động cơ: 3K160S6 - Pđc = 5,5KW; nđc = 960vg/ph. - Tmax/ Tđm = 2,2 > Tmax/ Tđm = 2,0 - Đƣờng kính trục động cơ dđc = 38mm Bƣớc 2. Phân phối tỷ số truyền - Tỷ số truyền chung của hệ: n đc 960 u c 13,702 n lv 70,06 u 13,702 - Chọn ux = 3,2 do đó c uh 4,28 ux 3,2 (các tỷ số truyền xích và HGT đều nằm trong giới hạn nên dùng và ux < ubr). Bƣớc 3. Xác định các thông số kỹ thuật trên các trục HGT 3.1 Công suất trên các trục Pct 2,365 PII 2,488 ηct II 0,95 P 2,488 II và P 5,34 PI 2. 2. 5,236 yc ηII I 0,95 3.2 Vận tốc quay các trục 15
  18. n đc 960 ; n I 960 u đc I 1 n I 960 và n 70,09 n II 224,29 CT u BR 4,28 3.3 Mô men trên các trục Mô men trên các trục tính theo công thức (13.6) , thay số liệu vào và ta có kết quả sau: T1 = 52087Nmm; T2 = 105936Nmm; Tct = 322239Nmm. Kết quả tính toán các thông số kỹ thuật trên các trục HGT cho trong bảng dưới đây: Bảng 13.3a Thông số kỹ thuật trên các trục HGT Trục Động cơ I II Công tác Thông số Khớp UBR = 4,28 ux = 3,2 Công suất P(KW) Pđc = 5,5 2.2,618= 2,488 F.v/1000 = 2,365 (Pyc = 5,34) 5,236 Tốc độ quay 960 960 224,29 70,09 n(vg/ph) Mô men T(N.mm) 53128 52087 105936 322239 13.2.2 Chọn động cơ khi chƣa biết trƣớc sơ đồ dẫn động máy Vì có nhiêu chỉ tiêu và thông số ảnh hưởng khi lựa chọn sơ đồ dẫn động máy nên việc lựa chọn được một sơ đồ hợp lý là hết sức khó khăn vì vậy để minh họa cho ý tưởng trên chúng ta sẽ xem xét quá trình chọn sơ đồ dẫn động máy thông qua một ví dụ sau đây: Một cơ sở sản xuất cần vận chuyển nguyên liệu từ điểm A về nhà máy bằng hệ thống vận chuyển băng tải. Năng suất vận chuyển Q(T/giờ), tương đương với lực kéo trên băng là F = 5200N; vận tốc di chuyển của băng tải là v=1,15m/s. Tang có đường kính D=400mm. Thời hạn sử dụng t=15000giờ. Yêu cấu của cơ sở: - Tận dụng một số trang thiết bị hiện có của nhà máy như động cơ điện. Cụ thể cơ sở còn một số động cơ điện như sau: động cơ chân đế tốc độ đồng bộ là 750vg/ph và 1000vg/ph và công suất Pđc = (5,5; 7,5; 11 và 15KW) (xem thêm PL 13.1&2). - Môi trường làm việc: độ ẩm bình thường; ít bụi và có hệ thống cấp tải ổn định. - Hệ thống phải nhỏ gọn, làm việc êm và giá thành hợp lý. 16
  19. Bài giải 1) Chọn sơ đồ dẫn động máy. Chọn sơ đồ dẫn động máy là chọn các bộ phận và vị trí bố trí trong sơ đồ, bao gồm: - Động cơ điện. - Bộ truyền ngoài: loại bộ truyền và tỷ số truyền (bộ truyền đai; bộ truyền xích hay bánh răng để hở) - HGT: loại hộp và tỷ số truyền của hộp - Khớp nối: loại khớp. Trong một số máy công tác khớp kết hợp phanh Vì vậy để chọn được phương án dẫn động máy hợp lý, cần xác định một số thông số ban đầu sau đây: a) Tốc độ quay của trục công tác (trục tang) theo công thức (13.1): 60.1000.v n ct .D 60.1000.v 60000.1,15 Trong ví dụ đang xét thì: n 54,93vg / ph ct .D .400 b) Tính tỷ số truyền chung của hệ dẫn động Tỷ số truyền chung xác định bằng công thức (13.2a): n đb u c n ct c) Xác định tỷ số truyền bộ truyền ngoài và hộp giảm tốc - Chọn sơ bộ loại và tỷ số truyền bộ truyền ngoài: ung - Xác định tỷ số truyền hộp nhờ công thức (13.3): u c u h u ng Ghi chú: Ở một số máy công tác không bố trí bộ truyền ngoài thì uh = uc. d) Lập bảng thống kê. Để tiện so sánh, bảng thống kê cần thể hiện được: - Tốc độ đồng bộ của động cơ (trường hợp đang xét chỉ lấy nđb = 750vg/ph và nđb = 1000vg/ph). - Có hay không có bộ truyền ngoài. Trong trường hợp này nên dùng bộ truyền ngoài là Đai hoặc Xích. 17
  20. - Tỷ số truyền và loại hộp giảm tốc. Kết quả tính toán cho ví dụ trên được cho trong bảng sau đây Tốc độ đồng bộ động cơ nđb = 750vg/ph nđb = 1000vg/ph Tỷ số truyền chung uc = nđb/nct 13,65 18,2 Có bộ Tỷ số truyền: ung ung = 3 ung = 3 truyền Đai hoặc Xích Loại bộ truyền Đai hoặc Xích ngoài (bt Đai hoặc Tỷ số truyền: uh uh = 4,55 uh = 6,06 bt Xích). Loại HGT có thể HGT 1 cấp bánh răng HGT bánh răng trụ dùng trụ hoặc côn một cấp Không có Tỷ số truyền: uh uh = 13,65 uh = 18,2 bộ truyền Loại HGT có thể HGT bánh răng hai HGT bánh răng hai ngoài. dùng được cấp cấp hoặc HGT trục vít một cấp Từ bảng kết quả tính toán và yêu cầu thiết kế ta có nhận xét sau: - Nếu công suất truyền không lớn thì nên bố trí bộ truyền ngoài là bộ truyền đai thang hoặc bộ truyền xích. Và trong ví dụ đang xét, do làm việc trong điều kiện độ ẩm bình thường; ít bụi và tải vào ổn định nên sử dụng bộ truyền đai thang sẽ cho giá thành và ít ồn so với dùng bộ truyền xích. - Nếu sử dụng bộ đai thang ở ngoài thì hợp lý nhất là dùng HGT bánh trụ răng nghiêng một cấp có góc nghiêng lớn (vì giá thành chế tạo và lắp đặt sẽ rẻ hơn so với dùng HGT bánh răng côn). - Nếu không dùng bộ truyền ngoài thì có thể dùng HGT bánh răng trụ hai cấp; HGT bánh răng côn - trụ hai cấp hoặc HGT trục vít một cấp. Tuy nhiên trong trường hợp này không nên sử dụng phương án này. - Có thể dùng động cơ điện có nđb = 750vg/ph hoặc nđb = 1000vg/ph. Vậy ta có sơ đồ bố trí HDĐ như sau (hình 13.7). 18
  21. 1 4 3 2 1. §éng c¬ ®iÖn 5 2. Khíp nèi 3. Hép gi¶m tèc BR trô 4. Bé truyÒn ngoµi- Ðai v 5. B¨ng t¶i: B F D lµ ®•êng kÝnh tang D F lµ lùc kÐo v lµ vËn tèc b¨ng t¶i Hình 13.7 2) Xác định các thông số kỹ thuật trên các trục 2.1) Chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền - Tốc độ đồng bộ của động cơ: cho trước hai loại động cơ có nđb = 750vg/p và nđb = 1000vg/p - Công suất yêu cầu của động cơ Trong trường hợp đang xét, do lực kéo và vận tốc không thay đổi nên công suất trên trục công tác xác định theo (13.4a) như sau: Pyc = 5,98/0,9= 6,64KW Trong đó: - Pct = 5200.1,15/100 = 5,98KW. k j -  i với i là hiệu suất của bộ phận (hiệu suất bánh răng, hiệu suất i 1 ổ lăn ); j số bộ phận xuất hiện trong hệ dẫn động (trong vi dụ trên thì  = k. h. x. ol (k là hiệu suất của khớp; h là hiệu suất của HGT: 2 h br ol; x là hiệu suất của bộ truyền xích và ol hiệu suất của gối đỡ trục tang); Hiệu suất của bộ phận máy có thể tra ở bảng 13.2. Cụ thể: Trong sơ đồ bố trí bộ truyền đai thang và HGT BR trụ 1 cấp nên 3  k .br .ol.đ Trong đó: k = 1; br = 0,97; đ = 0,96; ol = 0,99. 3 Vậy  k .br .ol.đ = 0,90. 19
  22. Với Pyc = 6,64KW có thể dùng một trong hai loại động cơ sau đây để dẫn động máy: 3K180S8: Pđc = 7,5KW; nđc = 730vg/ph; d = 38mm; H = 180mm Hoặc 3K160M6: Pđc = 7,5KW; nđc = 960vg/ph; d = 32mm; H = 160mm Dựa vào hai loại động cơ trên, tiến hành xác định chính xác tỷ số truyền n đc chung uc (công thức 13.7) như sau: u c n ct Chọn lại tỷ số truyền đai và tính lai uh. Kết qủa tính toán cụ thể về tỷ số truyền của bộ truyền đai và HGT tương ứng với tốc độ động cơ (trường hợp này như đã phân tích trên, nên dùng bộ truyền đai thang và HGT 1 cấp bánh trụ răng nghiêng) cho trong bảng sau: Tốc độ động cơ điện nđc = 730vg/ph nđc = 960vg/ph Tỷ số truyền chung uc = nđc/nct 12,29 17,47 Tỷ số truyền bộ truyền đai, uđ uđ = 2,5 uđ = 3 Tỷ số truyền HGT, uh uh = 4,91 uh = 5,82 Loại HGT nên dùng HGT bánh trụ răng HGT bánh trụ răng nghiêng nghiêng Từ bảng phụ lục về động cơ điện có thể thấy rằng nếu chọn động cơ có tốc độ lớn thì kích thước khuôn khổ, giá thành động cơ rẻ hơn nhưng tỷ số truyền chung của hệ dẫn động sẽ lớn hơn. Mặt khác khi dùng động cơ có tốc độ thấp thì mô men tác động trên các chi tiết sẽ tăng lên. Vì vậy trường hợp này nên chọn động cơ điện có nđc = 960vg/ph. Vậy chọn động cơ 3K160M6 để dẫn động máy với các thông số kỹ thuật cơ bản sau: 3K160M6: Pđc = 7,5KW; nđc = 960vg/ph; d = 32mm; H = 160mm 2.2) Xác định các thông số kỹ thuật trên các trục HGT Theo sơ đồ hình 13.7, ta có kết quả tính toán các thông số kỹ thuật trên các trục HGT như sau.: 20
  23. Bảng 13.3b Thông số kỹ thuật trên các trục HGT Động cơ Trục I Trục II Trục tang uđ = 3 ubr = 5,82 Khớp P,KW 7,5 6,29 6,04 5,98 (6,64) n,vg/ph 960 320 54,9 54,9 T,Nm 187,7 1050,67 13.2.2.4 Phân phối tỷ số truyền trong HGT nhiều cấp a) Xác định tỷ số truyền chung nhờ công thức (13.7). b) Xác định tỷ số truyền HGT nhờ công thức (13.3) bằng cách chọn trước tỷ số truyền bộ truyền ngoài. Cần lưu ý là ngoài tỷ số truyền chung (uc) có ảnh hưởng lớn kích thước và giá thành của thiết bị thì tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài và HGT cũng ảnh hưởng đáng kể đến kích thước và giá thành của thiết bị. Vì vậy việc phân phối tỷ số truyền chung cho bộ truyền ngoài và cho HGT đóng vai trò rất quan trọng. Cho đến nay chưa có tài liệu nào đề cập đến vấn đề này, tuy nhiên có thể thấy được rằng trong cùng điều kiện như nhau thì kích thước của bộ truyền đai và xích đều lớn hơn nhiều so với bộ truyền bánh răng (ví dụ trong cùng điều kiện như nhau thì kích thước bộ truyền đai lớn hơn so với bánh răng khoảng 5 lần). Vì vậy khi phân phối tỷ số truyền nên đảm bảo điều kiện sau: - ung < u2 < u1 với u1; u2 là tỷ số truyền cấp nhanh và cấp chậm tương ứng trong HGT hai cấp). - Với HGT trục vít thì utv được chọn sao cho z2 = utv.z1 ≥ 28, thường chọn z1= 2. - Tỷ số truyền của các bộ truyền nên nằm trong giới hạn (bảng 13-1) c) Phân phối tỷ số truyền các bộ truyền trong hộp nếu là HGT nhiều cấp. Chú ý: - Tham khảo bảng 13.1 để chọn trước tỷ số truyền của bộ truyền ngoài hoặc của HGT (uh). - Nếu là HGT bánh răng một cấp thì uh = ubr 21
  24. - Riêng HGT hai cấp: Gọi uh là tỷ số truyền của HGT, u1 là tỷ số truyền cấp nhanh và u2 là tỷ số truyền cấp chậm và uh = u1.u2. Phân phối tỷ số truyền hộp cho các cấp trong HGT nhiều cấp có thể xuất phát từ các yêu cầu sau: - Yêu cầu về kích thước khuôn khổ, trọng lượng và việc bôi trơn bánh răng trong HGT. - Yêu cầu về công nghệ gia công chi tiết, đặc biệt là vỏ HGT. Trong tài liệu [4] trình bày tương đối tỷ mỉ việc phân phối tỷ số truyền các cấp trong HGT hai cấp. Do khuôn khổ cuốn tài liệu nên chỉ quan tâm đến HGT một cấp vì vậy việc phân phối tỷ số của HGT hai cấp sẽ không trình bày ở đây. 22
  25. Chƣơng 14 THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT VÀ BỘ PHẬN 14.1 DỮ LIỆU VÀ CÁC YÊU CẦU KHI THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT Dữ liệu thiết kế chi tiết chính là các thông số kỹ thuật và các yêu cầu kỹ thuật. 14.1.1 Dữ liệu thiết kế các chi tiết Trong ví dụ ở sơ đồ hình 13.7 và dựa vào bảng 13.3b, ta có được dữ liệu thiết kế các chi tiết trong sơ đồ như sau: a) Dữ liệu thiết kế bộ truyền đai thang: - Công suất truyền P: P = 6,64KW - Tốc độ quay n: n = 960vg/ph. - Tỷ số truyền u: u = 3,0 - Hiệu suất :  = 0,96 b) Dữ liệu thiết kế bộ truyền bánh trụ răng nghiêng sẽ là: - Công suất truyền P: P = 6,29KW - Tỷ số truyền u: ubr = 5,82 - Tốc độ quay n: n = 320vg/ph - Hiệu suất :  = 0,98 Ngoài ra để thiết kế được chi tiết một cách hợp lý cần biết thêm: - Thời gian sử dụng t giờ trong cả đời máy. - Chế độ làm việc của cơ cấu chấp hành để xác định hệ số chế độ làm việc Kđ (với các máy công tác nói chung thường có 4 CĐLV sau: CĐ ổn định; CĐ va đập nhẹ; CĐ va đập trung bình và CĐ va đập nặng) và Tải trọng tác dụng trên CCCH (không đổi hay thay đổi ). Trong ví dụ đang xét thì HDĐ được dẫn động bởi động cơ điện, băng tải có F = const nên hệ số chế độ làm việc Kđ = 1,25. 23
  26. 14.1.2 Các yêu cầu kỹ thuật Tùy thuộc vào chi tiết thiết kế và yêu cầu kỹ thuật của máy công tác mà yêu cầu kỹ thuật khi thiết kế chi tiết sẽ khác nhau. Nếu nắm bắt được yêu cầu kỹ thuật, người thiết kế sẽ chọn được hệ số an toàn, vật liệu; cấp chính xác chế tạo và phù hợp. Nhìn chung các yêu cầu kỹ thuật thiết kế chi tiết có thể bao gồm những điểm sau: - Độ tin cậy làm việc của chi tiết và bộ phận máy. - Tiếng ồn và kích thước khuôn khổ. - Tính công nghệ; tính kinh tế. 14.2 THIẾT KÊ CÁC CHI TIẾT VÀ BỘ PHẬN TRONG HỆ DẪN ĐỘNG 14.2.1 Thứ tự thiết kế các chi tiết và bộ phận Để có cơ sở và số liệu cũng như đảm bảo được các yêu cầu của thiết kế đề ra, cần tiến hành thiết kế các chi tiết truyền động và các chi tiết khác theo một tuần thự nhất định. Thông thường các chi tiết truyền động được thiết kế trước và vì vậy chi tiết gần động cơ được thiết kế trước (nếu cần phải cập nhật lại các số liệu trong bảng 13.3 để làm cơ sở để thiết kế bộ truyền tiếp theo, có như vậy mới đảm bảo được yêu cầu vận tốc của cơ câu chấp hành. Bởi vì khi thiết kế các bộ truyền, tỷ số truyền của bộ truyền thiết kế có thể sai lệch so với số liệu ban đầu lấy từ bảng trên và khi tỷ số truyền sai lệch kèm theo giá trị của n và mô men T thay đổi theo). Trong ví dụ ở sơ đồ hình 13.7 tiến hành thiết kế bộ truyền đai thang, tiếp đến là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng. Sau đó tiến hành chọn khớp nối, thiết kế trục và then, chọn ổ lăn và thiết kế kết cấu các chi tiết và bộ phận trong HGT. 14.2.2 Thiết kế bộ truyền đai 14.2.2.1 Các bƣớc thiết kế bộ truyền đai (xem 2.5 trang 48) 14.2.2.2 Các ví dụ Ví dụ 14.1 Thiết kế truyền động đai dẹt (đai thang) trong HDĐ của thiết bị máy nén khí với số liệu sau: công suất truyền P1 = 5,5KW, n1 = 1440vg/ph, tỷ số truyền động u = 3,5. Đai được điều chỉnh định kỳ, yêu cầu kích thước nhỏ gọn. Bộ truyền nằm ngang. Ví dụ 14.2 Thiết kế bộ truyền đai thang với các số liệu sau: truyền P1 = 7,5KW, n1 = 2900vg/ph, tỷ số truyền động u = 3,5. Đai được điều 24
  27. chỉnhđịnh kỳ, yêu cầu kích thước nhỏ gọn. Bộ truyền nằm ngang, sai số tỷ số truyền [ u] = 4%. Kết quả tính toán của các bộ truyền được cho trong bảng sau Đai thang Các bước TK Đai dẹt Đai thang thường Đai thang hẹp B1. Chọn vật liệu Chọn đai vải cao su Đai thang thường A Đai hẹp SPZ 2 2 hoặc tiết diện A1 = 81mm A1 = 56mm B2. Xác định d1, d2, a, l. - Đường kính 3 Tra bảng 2.3, chọn Tra bảng 2.3, chọn d1 (5,2 6,4). T1 bánh đai d1 3 (5,2 6,4) 36475 172 212 d1 = 112mm d1 = 112mm Chọn d1 = 180mm - Đường kính d2 = u.d1 = 3,5.180 = 630mm. d2sb = 392mm d2sb = 392mm bánh đai d2 Chọn trị số tiêu chuẩn d2 = 630. d2 = 400mm d2 = 400mm - Khoảng cách Chọn asb = (1,5 2)(d1 + d2) Chọn sơ bộ theo u: Chọn sơ bộ theo u: tâm a = 1215 1620(mm) , a = 400mm a = 400mm chọn a =1300mm - Tính chiều dài L = 2a + ( d1 + d2)/2 + lsb = 1655mm lsb = 1655mm 2 dây đai l (d2 - d1) /4a = 3910mm Chọn theo l t/c Chọn theo l t/c l = 100 400mm l =1800mm l =1800mm Chọn l = 4010 4310mm Kiểm nghiệm vận 4 tốc v = .d1.n1/6.10 = 13,56m/s 1min = 140 b KđF t / [t0]..C z KđP1 / [P0].C z KđP1 / [P0].C - K = 1,25 ( bảng 3.3 ) - K = 1,25 - K = 1,25 đ đ d - Ft = 2.T1 / d1 = 405N - [P0] = 2,52KW - [P0] = 4,32KW B3. Xác định - chọn /d1 =1/40 và  = 4,5mm. - C = 1,06 - C = 1,03 kích thước tiết - [ t0] = 2,25Mpa z = 3,5 z = 2,1 diện dây đai - C = C Cv Cb = 0,94.0,94.1 chọn z = 2 = 0,88 Chọn z = 4 Vậy b KđF t / [t]. = 1,25.405 / 1,98.4,5 = 56,8mm Chọn b = 63mm. B4. Xác định lực Frđ = 2F0sin( 1/2) = 1105N Frđ = 1127N Frđ = 730N tác dụng B5. Tính kết cấu bánh đai - Chiều rộng bánh Bánh dẫn Báng bị dẫn Bánh dẫn Bánh bị Bánh dẫn Bánh dẫn bị dẫn 25
  28. đai B = 70mm B = 70mm B = B = 80mm B = 0mm B = 80mm 64mm - Chiều dày vành Làm đặc S = 30mm Làm đặc S = 30mm Làm đặc S = S=0,05d1,2 +3mm 30mm - Chiều dầy đĩa Làm đặc C = 35mm Làm đặc C = 35mm Làm đặc C = C = S + 0,02B 35mm - Đg kính mayơ Làm đặc dm2 Làm đặc dm2 Làm đặc dm2 dm = (1,6 2)di. - Chiều dài may ơ lm lm lm lm lm lm = (1,2 1,8)d Ghi chú:- di trong công thức tính đường kính may ơ và chiều dài may ơ là đường kính trục lắp bánh đai dẫn và bị dẫn. 14.2.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng (xem 4.5 về các bước thiết kế bộ truyền bánh răng) 14.2.3.1 Các bƣớc thiết kế bộ truyền bộ truyền bánh răng theo độ bền tiếp xúc (xem 4.5 trang 110) 14.2.3.2 Các ví dụ Ví dụ 14.3 Thiết kế bộ truyền bánh trụ răng nghiêng trong sơ đồ HGT Côn trụ 2 cấp (hình 4.11), dữ liệu thiết kế: u2 = 4,45 các số liệu khác xem ở các ví dụ 4.3. Ghi chú: ký hiệu bánh răng dẫn số 3 và bánh răng bị dẫn số 4 Bài giải Bƣớc 1. Chọn vật liệu: chọn tương tự như ở ví dụ 4.1 Bƣớc 2. Xác định ứng suất cho phép 2.1) Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: (xem và lấy kết quả ở vi dụ 4.3b) Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán của cặp bánh trụ răng nghiêng: [H] = 0,5([H1] + [H2]) = 504,5MPa 2.2) Xác định ứng suất uốn cho phép (xem và lấy kết quả ở vi dụ 4.3d) 7 Tương tự, NFE3 = 192.10 > NF01 nên KFL3 = 1 7 và NFE4 = NFE3 / u2 = NFE3 / (4,45) = 43,10.10 > NF04 nên KFL4 = 1 do đó: F1  260MPa và F2  244,5MPa Bƣớc 3. Tính thiết kế 3.1) Xác định sơ bộ kích thước bộ truyền a) Khoảng cách trục sơ bộ (lấy kết quả ở ví dụ 4.4b và aw = 160mm. 26
  29. Ghi chú: Với aw = 160mm và với kích thước nhận được (xem bảng kết quả) thì cặp bánh trụ răng nghiêng hoàn toàn đảm bảo bền tiếp xúc và uốn (xem phần tính kiểm nghiệm độ bền bánh răng). Tuy nhiên nếu xét cặp bánh trụ răng nghiêng nằm trong sơ đồ hình 4.11 thì mặc dù bánh răng đảm bảo điều kiện bền nhưng lại không đảm bảo về diều kiện kết cấu (bánh răng côn lớn (xem kết quả kích thước bộ truyền bánh răng côn ở ví dụ 14.4) sẽ chạm vào trục lắp bánh bị dẫn số 4). Trong trường hợp này hoặc phải tăng aw lên hoặc giảm de2 để thỏa mãn điều kiện: a W 0,5d e2 0,5d III (10 15)mm , với dIII là đường kính lắp bánh răng trụ số 4). b) Xác định thông số ăn khớp: Do H1,2< 350HB nên m = (0,01 0,02)aw = (1,6 3,2)mm, chọn m = 2,5mm Sơ bộ chọn  = 120, do đó cos120 = 0,978 Số răng z1 và z2 được xác định theo công thức sau: 2a cos (2).(160).(0,978) z w 22,9 1 m u 1 (2,5).(4,445 1) Chọn z1 = 23, tính z2 = uz1 = (4,45).(23) = 102,35 lấy z2 =102 răng Tỷ số truyền thực sẽ là : ut = z2 / z1 = 102 / 23 = 4,43 và sai lệch tỷ số truyền u = 0,45% Tính chính xác lại góc nghiêng  theo công thức sau: cos = mz1(ut +1) /2aw = (2,5).(23).(4,43 + 1) / (2).(160) = 0,975 suy ra:  = 12,840 Vậy thông số ăn khớp của bộ truyền bánh trụ răng nghiêng có aw = 160mm, u = 4,43 như sau: - Mô đun m = 2,5mm - số răng z 1 = 23 và z2 = 102. - Góc nghiêng  = 12,840 0 0 - Góc ăn khớp tw: tanαtw = tanαn/cos = tan(20 ) / cos(12,84 ) = 0,369 0 αtw = arctan(0,373) = 20,25 . Bƣớc 4. Tính kiểm nghiệm 4.1) Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc Ứng suất mỏi tiếp xúc của bề mặt răng cần thỏa mãn điều kiện sau: Z Z Z 2K T K u 1 M H  đ 1 H '  H  H  d w1 b w u trong đó: 27
  30. - T1= 115414Nmm; u = 4,44; d1 = m.z1/cos=(23).(2,5)/(0,9749)= 58,98mm và bw = a.aw = (0,4).(160) = 64mm. 1/2 - Với bánh răng bằng thép nên ZM = 275MPa 0 0 - Với bánh răng nghiêng có  = 12,84 và tw = 20,25 nên 2cos 2.cos12,84 0 b ZH 0 , 1,732 sin 2 t sin 2.(20,25 ) 1 1 Z 0,795  1,732 Với  là hệ số trùng khớp ngang, tính theo công thức sau:  1,88 3,2 1 z1 1 z 2 cosm 1,88 3,2 1/ 23 1/102 .(0,9749) 1,66 - Hệ số tải trọng tính toán: KH = KH KHKHv Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw1 = mz1/cos β = 58,98mm d n .(58,98).(337,6) Vận tốc vòng: v w1 1 1,05 m/s, nên chọn cấp chính xác 60.1000 60000 chế tạo bánh răng là cấp 9. Với v 6, tra bảng được KH =1,14 Bánh trụ răng nghiêng có v < 3m/s, cấp chính 9 và HB < 350 nên KHv = 1,2 Vậy KH = KH KHKHv = (1,13).(1,14).(1,2) = 1,54 Thay vào công thức tính H, ta được: (275).(1,732).(0,795) (2).(1,25)(115414).(1,54) 4,44 1  516,9MPa (a) H 58,98 (64).(4,44) ’ Xác định ứng suất cho phép thức tế: [H] = [H]ZRZvKs - Với cấp chính xác chế tạo 9 và Ra 1,25m 2,5m, do đó ZR = 0,95. khi v < 5m/s và HB 350 ta có Zv =1. - Bánh răng có m < 5mm nên Ks = 1. Vậy:  H  H Z v ZR K s (504,5).(0,95).(1).(1) 479MPa (b) 28
  31. Từ (a) và (b): Do H = 516,9MPa > [H] = 479MP nên có thể tăng bw tính 2 2 theo công thức sau: bw = b.(H / [H]) = (64).[( 516,9) / (479) ] = 74,5mm, chọn bw = 75mm 4.2) Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn Ứng suất mỏi uốn của răng cần thỏa mãn điều kiện sau: 2Ti K đ K F Y Y YF1 '  F3  F3  b w d w3 m ’ và F4 = F3YF4 / YF3 [F4] trong đó: T1; u; dw3; bw lần lượt là mô men xoắn trên bánh răng chủ động; tỷ số truyền; đường kính vòng lăn bánh răng dẫn và chiều rộng vành răng. Hệ số tải trọng khi tính về độ bền uốn: KF = KF KFKFv - Bánh trụ răng nghiêng với v < 2,5m/s và cấp chính xác 9 nên KF = 1,0 - bd = 1,08 và bánh răng lắp trên trục theo sơ đồ 3, H1,2 < 350HB tra đồ thị hình 4.14 được KF =1,31 - Bánh trụ răng nghiêng với cấp chính xác 9, v < 3m/s và HB < 350 nên KFv = 1,1 Vậy K F K F K FK Fv (1,0).(1,31).(1,1) 1,45 Hệ số dạng răng YF1, YF2: 0 - Với răng nghiêng có  = 12,84 ta có Y 1- 12,84 / 140 = 0,908 và với với εα = 1,66 nên Yε = 0,60 3 3 - Với ztđ1 = z1 / cos β = 25 và ztđ2 = z2/cos β = 110, tra bảng được YF1 = 3,9 và YF2 = 3,6 (2).(115414).(1,25).(1,45).(0,6).(0,908).(3,9)  55,8MPa F3 (75).(58,98).(2,5) 3,9  (55,8)( ) 60,4MPa F4 3,6 ’ [F]- ứng suất cho phép tính toán thực tế: [F] = [F]YRYSKs Với: - YR = 1 (gia công răng bằng phay và mài mặt răng). 29
  32. - Ys = 1,082 – 0,695ln(m) = 1,082 – (0,6951)(ln(2,5)) = 1,03 - Do bánh răng quay 1 chiều nên KFC =1 - Do m < 5mm nên Ks = 1. ’ Vậy: [F3] = [F3]YR3YS3Ks = (260).(1).(1,03).(1) = 267MPa ’ [F4] = [F4]YR4YS4Ks = (244,5).(1,03).(1) = 251MPa Vậy cặp bánh răng thỏa mãn độ bền mỏi uốn. Bƣớc 5. Xác định các thông số và các kích thƣớc bộ truyền (xem bảng) Các thông số và kích thước bộ truyền bánh trụ răng nghiêng Tên gọi kí hiệu Bánh dẫn Bánh bị dẫn Mô đun m m = 2,5mm Khoảng cách trục aw aw = 160mm 0 Góc nghiêng răng   = 12,84 Số răng z z3 = 23 z4 =102 Đường kính vòng di d3= 58,98mm d4 = 261,56mm chia Đường kính vòng dai da3 = 63,98mm da4 = 266,56mm tròn đỉnh Đường kính vòng dfi df3 = 52,73mm df4 = 254,75mm tròn chân Chiều rộng vành b b3 = 80mm b4 = 75mm răng Bƣớc 6. Lực ăn khớp. 6.1) Xác định phương chiều của các lực tác dụng (xem ví dụ 4.2) 6.2) Xác định giá trị các lực ăn khớp Ft3 = 2T2 / d3= (2).(115414) / 58,98 = 3924N = Ft4 Fr3 = Ft3tan /cos =(3924).(0,364)/(0,9749) = 1392N = Fr4 Fa3 = Ft3.tg = (3924).(0,2279) = 894N = Fa4 Bƣớc 7. Tính kết cấu bánh răng 7.1) Bánh răng dẫn 7.2) Bánh răng bị dẫn 30
  33. Ví dụ 14.4 Thiết kế bộ truyền bánh răng côn trong sơ đồ dẫn động hình 13.6. Số liệu thiết kế lấy trong bảng của ví dụ 13.1 (cụ thể: Công suất truyền P = 5,236KW, tốc độ quay n1 = 960v/ph và mô men trên trục dẫn T1 = 52087Nmm. Bộ truyền chịu tải trọng không thay đổi, thời gian sử dụng t = 10000giờ và với CĐLV va đậpnhẹ với Kđ = 1,25. Bài giải Bƣớc 1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng. Sử dụng thép C45, tôi cải thiện để chế tạo bánh răng với HB = 180 350HB. Bánh nhỏ chọn HB1 = 250HB và bánh lớn HB2 = 235HB Bƣớc 2. Xác định ứng suất cho phép. 2.1) Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép. Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng xác định theo công thức gần đúng sau: HolimK HL H  trong đó: SH Holim là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở NH0 tra bảng 4.11 vớithép 45 tôi cải thiện, chọn H1 = 250HB và H2 = 235HB nên Holim1 = 570Mpa vàHolim2 = 540MPa SH là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, chọn SH = 1,2 N m HO KHL là hệ số tuổi thọ, được xác định bằng công thức sau: K HL H N H Bánh răng bằng thép nên mH = 6. 2,4 NH0 là số chu kỳ cơ sở khi thử về tiếp xúc: NH0 = 30H 2,4 2,4 7 Với bánh nhỏ: NH01 = 30H1 = (30).(250 ) = 1,71.10 2,4 2,4 7 và bánh lớn: NH02 = 30H2 = (30).(235 )= 1,47.10 NH là số chu kỳ thay đổi ứng suất. Do bộ truyền chịu tải trọng không đổỉ nên NH được tính theo công thức sau: 7 NH1 = 60.n1.t = 60.960.10000 = 5,7610 với n1 = 960v/ph và t = 10000giờ N 5,76.10 7 và N H1 1,3410 7 2 u 4,28 31
  34. Do NHi > NH0i nên KHLi =1. (với = 1,2 ). Vậy 0Ho lim K HL 570  H 1 518, MPa SH 1,1 và Ho limKHL 540 H 2 490,9MPa SH 1,1 Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép trong tính toán của cặp bánh răng côn răng thẳng là: [H] = min ([H1],[H2]) = 490MPa 2.2) Xác định ứng suất uốn cho phép. Trong bước tính thiết kế (tính sơ bộ), ứng suất uốn cho phép gần đúng xác định theo:  K Fo lim FL Trong đó:  F  K Fc SF Folim là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở NF0, theo bảng (4.11) ta có Folimi = 1,8Hi. Với H1 = 250HB và H2 = 235HB, Nên Folim1 = 1,8H1 = (1,8).(250) = 450MPa Folim2 = 1,8H2 = (1,8).(235) = 423MPa Chọn hệ số an toàn khi tính về mỏi uốn, SF = 1,73 Bộ truyền quay 1 chiều nên KFc = 1. NFo KFL- hệ số tuổi thọ, được xác định bằng công thức: K m F FL N Trong đó: F mF – bậc đường cong mỏi khi thử về uốn mF = 6 khi HB 350 6 Bánh răng bằng thép nên: NFo = 4.10 NFE là số chu kỳ thay đổi ứng suất uốn xác định theo công thức: 7 7 NF1 = 60.n1.t = 5,7610 và NF2 = 1,34.10 Do NFei > NF0 nên KFli = 1 (với i = 1,2), vậy Fo limKFL 450 F1 KFc 260MPa SF 1,73  K 423   Fo lim FL K 244,5MPa F2 S Fc 1,73 F 32
  35. Bƣớc 3. Tính thiết kế (Thiết kế sơ bộ) Do bộ truyền đặt trong hộp kín nên bánh răng được thiết kế theo độ bền tiếp xúc, sau đó kiểm nghiệm theo độ bền uốn. 3.1) Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài Re Chiều dài côn ngoài được xác định theo công thức sau: 2 T1K đ K H 3 R e 50 u 1 2  1  R  R uH   Trong đó: - T1 = 52087Nmm; u = 4,28; [H] = 490Mpa; - CĐLV va đập nhẹ nên Kđ = 1,25 (bảng 2.5). - Chọn ψR = 0,25 - Do bánh răng lắp công xôn nên chọn sơ bộ KH = 1,15. 2 (52087).(1,25)(1,15) Vây: R 50 4,28 13 160,33mm e  1 0,25 (0,25).(4,28).(490) 2  3.2) Xác định thông số ăn khớp Từ Re xác đinh đường kính de1 theo công thức sau: 2R (2).(160,33) e de1 72,96mm 1 u2 1 4,282 Tra bảng 4.13, với de1 = 72,96mm và u = 4,28 chọn z1p = 16 Với độ rắn mặt răng H1 và H2 350HB: z1 = 1,6z1p = 1,6.16 = 25,6 chọn z1 = 26 Đường kính trung bình và mô đun trung bình: d m1 1 0,5 R d e1 1 0,5.0,25 .(72,96) 63,84mm d 63,84 m1 mm 2,45mm z1 26 Mô đun vòng ngoài được xác định theo công thức sau: mm 2,45 me 2,805 , Chọn tiêu chuẩn me = 3 mm 1 0,5R 1 (0,5.0,25) Do đó m m me 1 0,5 R 3. 1 0,5.0,25 2,625 mm 33
  36. Số răng bánh lớn z2 = uz1= (4,28).(26) = 111,08 lấy z2 =111 răng Vậy tỷ số truyền thực: z2 111 , sai lệch tỷ số truyền u = 0,46% u t 4,26 z1 26 Đường kính trung bình: dm1 = mm.z1 = 68,25 mm; dm2 = mm.z2 = 291,375 mm 0 0 ’ ’’ Góc côn chia: 1 = arctan(z1/z2) = arctan(26/111) = 13,18 = 13 10 47 0 0 0 0 0 2 = 90 - 1 = 90 - 13,18 = 76,82 =76 49’13’’ Với z1 = 26 chọn hệ số dịch chỉnh đều x 1 = 0,38 và x2 = -0,38 Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn sẽ là: 2 2 2 2 R e 0,5m e z1 z 2 (0,5).(3) 26 111 171,006mm Vậy thông số ăn khớp của bộ truyền bánh côn răng thẳng như sau: - Mô đun vòng ngoài me = 3mm - Sô răng z1 = 26 và z2 = 111 - Hệ số dịch chỉnh đều x1 = 0,38 = - x2 0 0 - Góc côn chia : 1 =13,18 và 2 = 76,82 . - Chiều dài côn ngoài Re = 171mm Bƣớc 4. Tính kiểm nghiệm 4.1) Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc Ứng suất mỏi tiếp xúc trên bề mặt răng cần thỏa mãn điều kiện sau: 2 Z M Z H Z 2T1K đ K H u 1 '  H  H  d m1 0,85b w u Trong đó: - T1= 52087Nmm; u = 4,26; dm1 = mm.z1 = 68,25 mm và bw= ψR.Re = (0,25).(171) = 42,75 mm, lấy bw = 40mm. 1/2 - ZM = 276MPa (bánh răng bằng thép) - Với x x 0 và   = 0 nên 2 2 1 2 m Z H 0 1,76 sin 2 t cos2.20 4  4 1,80 - Z ; Z 0,856  3  3 Với  là hệ số trùng khớp ngang, tính theo công thức sau: 34
  37.  1,88 3,2 1 z1 1 z 2 cosm 1,88 3,2 1/ 26 1 109 .1 1,80 - KH là hệ số tải trọng tính toán, xác định theo công thức: KH = KH KHKHv KH = 1 (bánh côn răng thẳng)  u (0,25).(4,26) Với R 0,6 và trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa côn và 2  R 2 0,25 HB < 350, R = 0,25 và HB < 350 nên KH =1,13 Vận tốc vòng xác đinh theo công thức: d n .(68,25).(960) v m1 1 3,42m / s m/s 60.1000 60000 Với v = 3,42m/s có thể chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là cấp 8. Với cấp chính xác 8 và v = 3,42m/s, tra bảng có KHv = 1,1 Suy ra KH = KH KHKHv = (1).(1,13).(1,1) = 1,24 Thay vào công thức tính H, ta được: 1 (2).(52087).(1,25).(1,24) 4,262 1  (276).(1,76).(0,856).( ) 425MPa (a) H 68,25 (0,85).(40).(4,26) ’ Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép thức tế: [H] = [H]ZRZvKS - Với cấp chính xác chế tạo 8 và Ra 1,25m 2,5m, nên ZR = 0,95. - Với H 350HB và v < 5m/s nên chọn Zv =1. - Với me = 3,0mm nên KS = 1. , Vậy:  H   H Z v Z R K S 490.0,95.1.1 467MPa (b) Từ (a) và (b) cho thấy bánh răng đủ bền tiếp xúc (hệ số an toàn bền tiếp xúc sẽ [s] = [H]/ H = 467/425= 1,1. Nếu [S] lớn cần tìm các giải pháp để bánh răng không bị thừa bên. Các giải pháp có thể: - Giảm chiều rộng vành răng - Giảm chiều dài côn và xác định lại các thông số bộ truyền - Chọn lại phương pháp nhiệt luyện hoặc chọn lại vật liệu. Nếu dùng giải pháp giảm chiều rộng vành răng thì chiều rộng bw xác định như sau:  H , sau đó chon bw nguyên. bw b H  4.2) Kiểm nghiệm răng theo độ bền mỏi uốn Ứng suất mỏi uốn của răng cần thỏa mãn điều kiện sau: 2T K K Y Y i đ F  F1 '  F1  F1  0,85b w d m1m nm ’ và F2 = F2YF2 / YF1 [F2] , trong đó: - T1; u; dm1; bw 35
  38. - KF - hệ số tải trọng khi tính về độ bền uốn, tính theo công thức: KF = KF KFKFv Bánh côn răng thẳng nên KF = 1  u (0,26).(4,26) Do R 0,6 nên có thể lấy KF = KH = 1,13. 2  R 2 0,25 Với cấp chính xác 8 và bánh răng côn thẳng nên KFv = 1,1 Vậy: K F K F K FK Fv (1).(1,13).(1,1) 1,24 Hệ số dạng răng YF1, YF2: Với răng thẳng ta có Y 1 và với  1,74 Y 1 1,74 0,575 YF1, YF2 lần lượt là hệ số dạng răng của bánh 1, 2 Với z v1 z1 cos1 26 0,973 26,72 zv2 z2 cos2 109 0,231 471,86 x1 0,38 ; x2 0,38 tra bảng ta được YF1 = 3,5 và YF2 = 3,63 (2).(52087).(1,25).(1,24).(0,575).(3,5)  60,38MPa F1 (0,85).(40).(2,625).(68,25) 3,63  (60,38)( ) 62,62MPa F2 3,5 ’ Xác định ứng suất cho phép tính toán : [F] = [F]YRYSKS Trong đó: - Chọn phương pháp gia công răng bằng phay và mài mặt răng nên YR = 1 - Ys = 1,082 – 0,695ln(m) = 1,082 – (0,6951).(ln(2,5)) = 1,03 - KFC = 1 do bánh răng quay 1 chiều - KS, với me = 2,5mm nên KS = 1 ’ Vậy [F1] = [F1]YR1YS1KS = (260).(1).(1,03).(1) = 267MPa ’ [F2] = [F2]YR2YS2KS = (244,5).(1,03).(1) = 251MPa Vậy bánh răng thỏa mãn độ bền mỏi uốn. Do ứng suất uốn ở chân răng quá nhỏ so với ứng suất uốn cho phép nên có thể chọn lại mô đun me nhỏ hơn, xác định lại các thông số bộ truyền và tiến hành kiểm nghiệm lại độ bền tiếp xúc và độ bền uốn. Bƣớc 5. Xác định các thông số và các kích thƣớc bộ truyền Các kích thước và các thông số của bộ truyền cần phải xác định đầy đủ, chính xác và lập thành bảng kết quả sau: Bƣớc 6. Xác định lực ăn khớp 6.1) Xác định phương chiều của các lực ăn khớp. 36
  39. 6.2) Xác định giá trị các lực ăn khớp Ft1= 2.T1 / dm1 = (2).(52087)/(68,25) = 1526,35N = Ft2 Fr1= Ft1tan cos 1 = (1526).(0,364).(0,974) = 541N = Fa2 Fa1= Ft1tan sin1 = (1526).(0,364).(0,224) = 124N = Fr2 Bƣớc 7. Tính kết cấu bánh răng (xem ví dụ 15.1). Thông số và các kích thước cơ bản của bánh răng. Tên gọi Ký Công thức tính và kết quả tính hiệu Mô đun vòng chia me mte = 3,0mm ngoài Chiều dài côn ngoài Re 2 2 R e 0,5m e z1 z 2 = 171mm Chiều rộng vành răng b bw = 35mm Tỷ số truyền ut ut = 4,26 Số răng zi z1 = 26 z2 = 111 0 0 Góc côn chia δi δ1= 13,18 δ2= 76,82 Hệ số dịch chỉnh xi x1 = 0,38 x2 = - 0,38 Chiều cao răng ngoài he he1=2,25me= 7,56 he2 =2,25me = 7,56 Chiều cao đầu răng haei hae1 =(1+x1)me hae2 = (1-x2)me ngoài: haei =(1+xi)me = 4,14 = 1,86 Chiều cao chân răng hfei hfe1 = 5,70 hfe2 = 3,42 ngoài: hfe1 = he – ha2 Đường kính chia de de1 =78mm de2 = 333mm ngoài: dei = me.zi Đường kính đỉnh răng dae da1 = 86,06mm da2 = 333,84mm ngoài Đường kính trung dmi dm1 = 68,25 mm dm2 = 291,37mm bình 14.2.4 Thiết kế bộ truyền trục vít 14.2.4.1 Các bƣớc thiết kế bộ truyền trục vít (xem 5.4 trang 140) 14.2.4.2 Các ví dụ 37
  40. Ví dụ 14.5 Thiết kế bộ truyền trục vít trong HGT trục vít bánh răng với các số liệu sau: Công suất truyền P1 = 7,5KW, tốc độ quay trục vít n1 = 2900vg/ph; tỷ số truyền u = 18,5. Bộ truyền quay 1 chiều với chế độ tải trọng thay đổi. (t1 = 0,5tck; T2 = 0,8T1, t2 = 0,3tck và T3 = 0,6T1, t3 = 0,2tck) và thời hạn sử dụng t∑ = 12000h; CĐLV: va đập nhẹ nên Kđ = 1,25. Bài giải Bƣớc 1. Chọn vật liệu a) Vật liệu trục vít: Trục vít chế tạo từ thép thép 45 tôi bề mặt đạt độ rắn 50 55HRC và mài bề mặt ren đạt Rz = 6,3µm b) Vật liệu vành răng bánh vít Xem và lấy kết quả ở ví dụ 5.2a (trang 136). (T2 = T1.u. = (24698).(18,5).(0,82) = 374667Nmm) Bƣớc 2. Xác định ứng suất cho phép 2.1) Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: [H] = [H2]. Xem và lấy kết quả ở ví dụ 5.2b: [H] = 134MPa 2.2) Xác định ứng suất uốn cho phép Lấy kết quả ở ví dụ 5.2c: [F] = 50MPa Bƣớc 3. Tính thiết kế 3.1) Xác định sơ bộ khoảng cách trục a Khoảng cách trục a tính theo công thức sau: 2 170 T2K 3 a z2 q z2H  q Trong đó: - T2 = 374667Nmm - Sơ bộ chọn Kđ.Kβ.Kv = 1,5. - Chọn sơ bộ q = (0,22 0,28)z2 = (0,22 0,3).(2).(18,5) = 8,14 11,1 Tra bảng 5.1, với z1 = 2, sơ bộ chọn q = 10 Vậy 2 170 (1,5).(374667) a (37 10)3 . 189,97mm (37).(134) 10 Chọn aw = 200mm theo dãy tiêu chuẩn 3.2) Xác định m và x2 - Xác đinh sơ bộ mô đun m theo công thức sau: 38
  41. m = 2.aw / (q + z2) = (2).(200) / (10 + 37) = 8,51mm. Dựa vào bảng 5.9, ứng với z1 = 2, m = 8 và ứng với d1 = 80mm ta có q =10 Vậy a = 0,5.m(q + z2) = (0,5).(8).(10 + 37) = 188mm. Do a = 188mm chênh lệch nhiều so với khoảng cách aw = 200mm nên ta chọn lại aw = 190mm (không lấy theo gía trị tiêu chuẩn mà làm tròn). - Xác định hệ số dịch chỉnh x2: x2 = aw / m - 0,5(q + z2) = 190/8 - 0,5(10 + 37) = 0,25 Do x2 = 0,25 nằm trong khoảng: -0,7 < x2 < 0,7 nên aw = 190mm là phù hợp. Ghi chú: sau khi xác định được a và chọn aw. Để xác định được mô đun, hệ số đường kính q; hệ số dịch chỉnh, bạn có thể làm theo trình tự sau: - Chọn d1= (0,2 0,6)aw = 40 120 và theo bảng 6.9 có thể chọn d1 = 80mm - Chọn m 0,1d1 = 0,1.80 = 8 và theo bảng 6.9 chọn m = 8 - Xác định hệ số dịch chỉnh x2. Bƣớc 4. Tính kiểm nghiệm 4.1) Kiểm nghiệm vật liệu đã chọn mn (8).(2900) Vận tốc trượt xác định theo: v 1 z2 q2 . 22 102 9,75m/s t 19100 1 19100 Như vật liệu vành răng chọn phù hợp và với vt = 9,75m/s chọn cấp chính xác chế tạo 7. 4.2) Tính chính xác T2. Hiệu suất truyền động trục vít xác định theo: tan  0,19  nằm trong khoảng dự đoán  0,95 , 0,95 0,85 tan( ) 0,21 Trong đó: 0 - w = arctan[z1/ (q +2.x)]= arctan[2 / (10 + (2).(0,25))] =10,78 - , = arctan(0,023) = 1,310 = 1,310, Với f, = 0,023. Mô men trên trục bánh vít sẽ là: T2 = T1.u. = 388376Nmm. 4.3) Kiểm nghiệm độ bền răng bánh vít 4.3.1) Kiểm nghiệm răng bánh ví‎t theo độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc của răng bánh vít cần thỏa mãn điều kiện sau: T K K .K 480 2 đ  v H H  d w2 d1 Trong đó: - T2 = 388376Nmm; dw2 = m(z2+2.x2) = (8).(37+ 2.0,25) = 300mm; - d1 = m.q = (8).(10) = 80mm 39
  42. - Do bộ truyền chịu tải trọng thay đổi, nên hệ số KH xác định theo công thức: z 3 T 37 3 2 2m K 1 1 1 . 1 0,86 1,02  T2 max 86 Với T T t - X 2m  2i . i (1).(0,5) (0,8).(0,3) (0,6).(0,2) 0,86 T2 max T2 max  ti - Tra bảng ứng với cấp chính xác 7 và vt = 9,75m/s được Kv = Kv = 1,2 - Tra bảng theo z1 = 2 và q = 10 được  = 86. Vậy KKv = (1,02).(1,2) = 1,224 480 ( 1,224).(1, 25)(388376 ) H 135,4MPa Như 300vậy ζH = 135,480 > [ζH]= 134 với ΔζH = 1% cho phép. 4.3.2). Kiểm nghiệm răng bánh vít theo độ bền uốn Ứng suất mỏi uốn của răng bánh vít cần thỏa mãn điều kiện bền sau: 1,4T2KđK.K v.YF F F  b2d2mn Trong đó: - T2 = 388376Nmm; d2 = 296mm; - b2 ≤ 0,67d1 = 0,67.80 = 53,6mm lấy b2 = 50mm 0 - mn = mcosw = (8).(cos10,78 )= (8).(0,982) = 7,85 3 3 0 - Với ztđ = z2/ cos  = 37/cos 10,78 = 37,6, tra bảng 5.10 được YF = 1,58 Thay vào ta có: (1,4).(388376).(1,25)(1,224).(1,58)  12,15   F (50).(296).(7,85) F Điều kiện bền uốn thỏa mãn Bƣớc 5. Xác định các thông số bộ truyền và tính kiểm nghiệm về nhiệt 5.1) Xác định các kích thước hình học của bộ truyền 5.2) Tính truyền động trục vít về nhiệt. Nhiệt độ làm việc của dầu bôi trơn xác định theo: 1000P 1  t0 t 1 t t  d K A 0 d t 0 - Chọn to là nhiệt độ môi trường xung quanh, to = 25 -  = 0,85_ hiệu suất truyền động - P1 = 7,5(KW). 40
  43. 2 0 - Kt = 15W/(m C);  0,025; 2 2 2 - Chọn A 20a w = (20).(0,190 ) = 0,72m ( đơn vị của aw, m) -  hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra do làm việc ngắt quãng hay do tải trọng làm việc giảm so với tải trong danh nghĩa P1.  t ck /( Pi t i / t ck ) 1/[(1).(0,5) (0,8).(0,3) (0,6).(0,2)] 1,16 1000 P 1  (1000).(7,5)(1 0,85) t0 t 1 t 250 1140 t 900 C Vậy : d 0  d  KtA (15).(0,72).(1,16) Do nhiệt độ dầu lớn hơn nhiệt độ dầu cho phép nên cần làm thêm gân tỏa nhiệt ở phần thân hộp (xác định diện tích gân tỏa nhiệt), đồng thời sử dụng quạt gió lắp đầu truc vít để làm mát. Bƣớc 6. Xác định lực ăn khớp a) Xác định phương chiều của các lực ăn khớp (xem ví dụ 5.1) b) Tính giá trị các lực Ft1 = 2.T1 / d1 = (2).(24698)/ 80 = 618N = Fa2 Ft2 = 2.T2 / dw2 = (2).(388376)/ 298 = 26022N = Fa1 Fr1 = Ft2.tan /cosγ = 964N = Fr2 Các thông số và kích thước cơ bản bộ truyền Tên gọi K‎ý Công thức tính hiệu Trục vít Bánh vít Bước dọc và Bước dọc Bước ngang bước ngang p = .m=25,12mm p = .m=25,12mm 0 Góc nâng ren vít  tan = z1/q = 0,2 β = 11,31  = 11,310 Mô đun pháp mn mn = m.cosγ = 7,845 Môđun ngang m = 8 Hệ số đường kính q 10 - Số mối ren; số răng z1 = 2 z2 = 37 Hệ số dịch chỉnh xi x1 = 0 0,25 bánh vít Đường kính vòng di d1 = 80mm d2 = 296mm chia Đường kính vòng di dw1 = d1= 80mm dw2 = m(z2 + 2x2) =300 lăn 41
  44. Đường kính vòng dai da1 = d1 + 2m = 96 da2= m(z2+2 +2x2)=316 đỉnh Đường kính vòng dfi df1 = d1 – 2,4m= 64 df2 = m(z2 –2,4+2.x2) đáy răng = 282,4 Bước dọc, bước px p = p.m = 25,12mm p = p.m = 25,12mm ngang Chiều dài cắt ren b1 b1 (C1 + C2.z2).m của trục vít lấy C1 = 11 - và C2 = 0,1 b1 (11+ 0,1.z2).8 = 120 Đường kính vòng dn2 - dn2 = da2 + Cm= 328 ngoài bánh vít C = 1,5 khi z1 = 2 Chiều rộng bánh vít b2 - b2 0,67d1 = 50mm Góc ôm răng bánh   = arcsin[223 /(96 – vít đối với trục vít - 0,5m)] 2 1000 Khoảng cách trục aw aw = 0,5m(q + z2 + 2.x2) = 190mm 14.2.5 Thiết kế bộ truyền xích 14.2.5.1 Các bƣớc thiết kế bộ truyền xích (xem 3.4 trang 60) 14.2.5.2 Các ví dụ Ví dụ 14.6 Thiết kế bộ truyền xích ống con lăn biết: P = 2,488KW; tỷ số truyền u = 3,2; n = 224,29vg/ph; bộ truyền nghiêng góc θ = 400. Chế độ làm việc êm và L = 15000giờ. Bài giải Bƣớc 1. Chọn loại xích Do công suất truyền P1 nhỏ, vận tốc thấp nên ta có thể chọn xích con lăn Bƣớc 2. Xác định các thông số của bộ truyền xích 2.1) Chọn số răng đĩa xích Chọn số răng đĩa dẫn z1 Tính sơ bộ z1 theo công thức sau: z1 = 29 - 2u = 29 -2.3,2 = 22,6 Do không yêu cầu về kích thước khuôn khổ nên ta chọn z1 = 23, đảm bảo z1 > z1min = 17 19 Số răng đĩa lớn: z2 = u.z1 = 3,2.23 = 73,6 chọn z2 = 74, thỏa mãn điều kiện z2 = 74 < zmax 42
  45. 2.2) Chọn bước xích p theo điều kiện bền mòn. Tính công suất tính toán: Pt = Kđ.P1.Kđ.K.Kn.Kz Trong đó: - P1 công suất truyền trên đĩa dẫn và P1 = 2,488KW - Hệ số chế độ làm việc Kđ = 1,0 (bảng 2.5) - K là hệ số điều kiện sử dụng xích xác định theo công thức: K = kokakđckbtkđkc Với các hệ số điều kiện sử dụng xác định như sau: 0 - Do góc θ < 60 nên Ko = 1 - Chọn a = (30 50)p nên Ka =1 - Do không điều chỉnh đựơc khoảng cách tâm a nên Kđc =1,25 (bộ truyền xích nằm trong HDĐ trên nên không nên chọn phương pháp điều chỉnh độ căng của xích). - Chọn phương pháp bôi trơn định kỳ nên Kbt = 1,5 - Do bộ truyền làm việc với L = 15000giờ nên Kl = 1,0 Vậy ta có K = kokakđckbtkđkc = 1.1.1,25.1,5.1,0 = 1,87 - Kz là hệ số răng: Kz = zo1 / z1 = 25 / 23 = 1,08 - Kn hệ số vòng quay: Kn = no1 / n1 = 200 / 224,29 = 0,89 Vậy Pt K đ P1.K.K z K n (2,488).(1,0)(1,87).(1,08).(0,89) 4,45(KW) Dựa vào bảng 3.2 ứng với no1 = 200vg/ph và Pt= 4,45KW tìm được p =19,05mm. Thỏa mãn điều kiện: Pt = 4,45KW < [P] = 4,8KW Vậy bước xích của bộ truyền p = 19,05mm. Theo bảng 3.1 ứng với n1 = 224,29vg/ph tìm được pmax = 50,8mm. Vậy bước xích của bộ truyền đã chọn thỏa mãn điều kiện p = 19,05mm < pmax = 50,8mm.(xích làm việc êm). 2.3) Xác định khoảng tâm a Sơ bộ ta chọn khoảng cách trục: a = 40.p = 40.19,05 = 726,2mm Số mắt xích X xác định theo công thức sau: 2 2 l 2a z z z z p 23 74 74 23 1 X 1 2 2 1 80 . 130,14 p p 2 2 a 2 2.3,14 40 Lấy số mắt xích chẵn X = 130 Tính chính xác khoảng cách trục theo công thức 2 2 a 0,25p x 0,5 z1 z2 x 0,5 z1 z2  2 z2 z1 /   Thay số ta có 2  2 z2 z1 a 0,25.19,045 130 0,5 23 74 130 0,5 z1 z2  2.  760,55mm  43
  46. Để xích không bị căng quá lớn cần giảm a một lượng bằng: a 0,0025a = 1,9mm Vậy lấy a = 758mm. Bƣớc 3. Kiểm nghiệm số lần va đập của xích i = z1n1/15x < [i] i = z1n1/15x = 23.224,29 / 15.130 = 2,64 < [i] = 30 Vậy xích làm việc êm Bƣớc 4. Tính kết cấu đĩa xích 4.1) Xác định kích thước đĩa xích Bảng dưới đây cho biết một số kích thước cơ bản của đĩa xích dẫn và bị dẫn. Các kích thước khác để vẽ biên dạng răng đĩa xích cũng cần được xác định. (xem chương 15). Thông số kí Công thức tính Kết quả hiệu Đĩa dẫn Đĩa bị dẫn Bước xích p 19,05 19,05 Số răng đĩa xích z 23 74 Đường kính vòng chia d d = p / sin( /z) 140,07 464,28 Đường kính vòng đỉnh da da = p[0,5+cotan( /z)] 230 448,8 răng Đường kính vòng đáy df df = d - 2r răng dv dv = pcotg( /z)-1,2h Đường kính vành đĩa với h = 24,2 Chiều rộng răng đĩa b b =0,93B – 0,15mm 15,88 15,88 4.2) Kết cấu đĩa xích. (xem chương 15) Bƣớc 5. Xác định lực tác dụng lên trục Fr = km.Ft = (1,15).(1513,37) = 1740N Lực Fr có phương theo phương giữa hai đường nối tâm trục. Và lực Fr được phân ra theo hai phương Frx và Fry. Frx = 1333N và Fry = 1118N Trong đó: km là hệ số kể đến trọng lượng dây xích. 0 Bộ truyền đặt nằm nghiêng góc ≤ 40 nên km = 1,15 44
  47. 14.2.6 Chọn khớp nối 14.2.6.1 Phƣơng pháp chọn khớp nối (xem 11.1 trang 218) 14.2.6.2 Ví dụ Ví dụ 14.7 Chọn khớp nối để nối trục động cơ và trục vào HGT trong sơ đồ hình 13.6 (ví dụ 13.1) Bài giải Do hai đầu trục nối có các sai lệch về vị trí và mô men truyền không lớn, đồng thời không yêu cầu chặt chẽ về kích thước của máy nên có thể dùng nối trục đĩa đàn hồi hình sao. Để chọn được kích thước của nối trục, cần biết: - Đường kính trục động cơ điện: dđc = 38mm ( xem ví dụ 13.1) - Mô men tính xác định như sau: Tt = Kđ .T = (1,25).(52087) = 65058Nmm - Ứng với d = 38mm và T = 65058Nmm = 65,058 Nm, tra bảng được nối trục No- 605 203 00 có Tmax = 380Nm, nmax =7100vg/ph. Các kích thước cơ bản của nối trục như sau: Deltex Tmax Lỗ nmax D,m L,m E,m l,mm do,m khoan vg/ph m m m m 38 380N dmax = 8000 80 114 24 45 45 m 38mm 14.2.7 Thiết kế trục, then (xem 7.3 Các bước thiết kế trục) 14.2.7.1 Các bƣớc thiết kế trục (xem 7.3 trang 172) 14.2.7.2 Ví dụ thiết kế trục Ví dụ 14.8. Thiết kế trục lắp bánh côn dẫn trong sơ đồ HGT hình 13.6, biết T1 = 52087Nmm; Kích thước bánh răng và lực tác dụng lấy ở ví dụ 14.4. Bài giải Bƣớc 1. Chọn vật liệu chế tạo trục. Chọn vật liệu chế tạo trục trong HGT là thép C45, tôi cải thện có b> 600 MPa Vậy: [] = 50 Mpa; [] = 140Mpa; -1 = 100Mpa và -1 = 260 Mpa Bƣớc 2. Xác định lực tác dụng lên trục 45
  48. 2.1) Sơ đồ lực tác dụng lên trục (hình 14.2a) 2.2) Xác định giá trị lực tác dụng lên trục. - Lực do khớp nối gây ra trên trục lắp khớp xác định theo công thức sau: Fk = (0,15 0,3)Ft = (0,15 0,3).2.T1/Do Với T1= 52087Nmm Do đường kính qua tâm chốt (nếu là nối trục đàn hồi), Với trục đĩa hình sao có thể lấy Do = 0,5( D+d) = 60 mm. (D = 80mm là đường kính ngoài của khớp và d = 28mm là đường kính đầu trục nối khớp). Vậy Fk = (0,15).(2).( 52087)/(55) = 285N. - Lực tác dụng trên răng bánh răng côn dẫn Ft1 = 2.T1/dm1 = 1526N Fr1 = Ft1tan cos 1 = 541N Fa1 = Ft1tan sin 1 = 124N Bƣớc 3. Tính thiết kế trục T 3.1) Xác định sơ bộ đường kính trục d 3 23,5mm sb 0,2. Chọn đường kính tại các tiết diện có lắp ghép: d1 = 28mm; dA = dB = 30mm Và d2 = 28mm. 3.2) Vẽ phác thảo kết cấu trục (hình 14.1) (tham khảo hình 7.6b hoặc PL 14.1 để vẽ phác thảo kết cấu trục). lmbr n o h d lmk B  k1 B 1 2 d d A   d   k2 0,5bcos k3 l11 l12 l13 Hình 14.1 Bản phác thảo két cấu trục lắpbánh răng côn dẫn 46
  49. 3.3) Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực l11; l12 và l13. Lấy kết quả ở ví dụ 7.1: l11 = 60,5mm; l12 = 70mm; l13 = 51,5mm. Bƣớc 4. Tính trục theo độ bền mỏi. 4.1) Xác định lực và sơ đồ tính trục (hình 14.2b) Từ hình 14.2a ta xác định được lực và sơ đồ tính cũng như khoảng cách giữa các điểm đặt lực để tính toán kiểm nghiệm trục I (hình 14.2a,b) với giá trị các lực như sau: Ft1= 1526N; Fr1 = 541N; Fa1 = 124N; Fk = 285N; Ma1 = 4232Nmm; dm1= 68,25 mm và T = 52087Nmm. 4.2) Xác định các phản lực gối tựa và vẽ biểu đồ momen - Trong mặt phẳng X0Z do các lực Fk và Ft1 gây ra. Giả sử phản lực có phương chiều như hình vẽ, ta có các phương trình cân bằng sau: x = - Fk +RAx - RBx + Ft1 = 0 (a) MA = Fk.l11 – RBx.l12 + Ft1.(l12 + l13) = 0 (b) Từ (b) suy ra: F .l F .(l l ) k 11 t1 12 13 (285).(60) (1526).(70 50) R Bx 2860N l12 70 Thay R1x vào (a), ta có: RAx = Fk + RBx - Ft = 619N - Trong mặt phẳng Y0Z do các lực Fr1, Ma1 gây ra, ta có các phương trình cân bằng: y = + RAy + Fr1- RBy = 0 (c) MB= Fr1l13- Ma1 – RAy.l12 = 0 (d) Từ (d) suy ra: F .l M (541).(50) 4232 r1 13 a1 R Ay 326N l13 50 Và RBy = Ft1 + RBy = (541) +(326) = 867N Xác định phản lực toàn phần RA và RB 2 2 2 2 R A R Ax R Ay 1619 326 1661N và RB = 2988N. Suy ra các biểu đồ mô men và Mux; Muy và T (hình 14.2cde) 47
  50. l11 l12 l13 Fk Fr1 A n1 B Fa1 T1 Fk RBx Fr1 RAy Ma1 A B RAxÃÃ RBy Ft1 76300Nmm Mux 17100Nmm 4232Nmm Muy 22820Nmm T1 = 52087Nmm Khíp nèi BR c«n nhá æ l¨n Ø30k6 Ø28H7/k6 Ø28H7/k6 Hình 14.2 Biểu đồ mô men và kết cấu trục lắp bánh răng côn dẫn 48
  51. 4.3) Chọn đường kính các đoạn trục - Tính đường kính trục theo mô men tương đương (phép tính gần đúng trục) Tại tiết diện B (tiết diện lắp ổ lăn bên phải): M tđ d 3 B 0,1. 2 2 2 2 2 2 M tđ M ux M uy 0,75T 76300 22820 0,75.52087 91527MPa M tđ 91527 d 3 3 26,35mm B 0,1. (0,1).(50) - Xuất phát từ yêu cầu độ bền, lắp ghép, công nghệ và dựa vào đường kính tính tại các tiết diện, ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: Tại tiết diện lắp ổ lăn: dA = dB = 30 mm Tại tiết diện lắp khớp nối: d1 = 28mm = dđc Tại tiết diện lắp lắp bánh răng côn nhỏ d2 = 28mm (với điều kiện bánh răng làm rời trục). 4.4) Chọn then và kiểm nghiệm bền của then a) Tại tiết diện 1 (lắp khớp nối): với đường kính trục d = 28mm và lm = 45mm. - Kích thước then b*h*l = 8*7*40 và t1 = 4; t2 = 2,8. (b = 8; h = 7; l = 40). - Chiều dài then: Chiều dài then sơ bộ l = (0,85 0,95)lm = (0,85 0,95).(45) = (38 42). Chọn chiều dài then theo tiêu chuẩn l = 40mm. - Kiểm nghiệm kích thước then đã chọn theo: Theo điều kiện bền dập: Ft Ft 3720 (a) d 41,5MPa d  120MPa Ad lt .t2 (32).(2,8) Theo điều kiện bền cắt: Ft Ft 3720 (b) c 14,53MPA  90MPa Acd lt .b (32).(8) Trong đó: lt = l – b = 40 – 8 = 32mm (chiều dài tính toán của then) F lực tác dụng lên then: 2.T 2.52087 t Ft 3720N dC 28 49
  52. Với then bằng thép C45, va đập nhẹ nên [ζ]d = 120MPa và [η]c = 90MPa. b) Tại tiết diện lắp BR côn nhỏ - Kích thước then b*h*l = 8*7*40 và t1 = 4; t2 = 2,8. - Do chiều dài may ơ lm2 = 50mm nên chọn l = 40mm. - Kiểm nghiệm bền: Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt đều thỏa mãn. 4.5) Vẽ sơ bộ kết cấu trục (hình 14.2f) Ghi chú: Khi thiết kế kết cấu trục cần lưu ý tại tiết diện có lắp bánh răng. Cần kiểm tra xem BR được làm liền hay rời trục mà có kết cấu phù hợp. Trong trường hợp đang xét, BR côn nhỏ được làm rời trục 4.6) Xác định hệ số an toàn mỏi (cần kiểm nghiệm tại một số tiết diện). Căn cứ vào dạng biểu đồ để biết được tiết diện nào nguy hiểm. Tiết diện nguy hiểm thường là tiết diện tại các bề mặt có lắp ghép độ dôi; có chênh lêch đường kính các đoạn trục, có rãnh then và tại đó có ứng suất lớn (mô men lớn). a) Tại tiết diện lắp ổ lăn (gối trục B). S .S Hệ số an toàn mỏi của trục xác định theo công thức sau: S   2 2 S S S và S là hê số an toàn chỉ xét riêng ảnh hưởng của ứng suất pháp và tiếp:  1  1 S và S k  k  .a   .m .a   .m . . Trong đó: - a; m; a và m là các biên độ ứng suất và ứng suất trung bình. Do trục quay 1 chiều nên ứng suất pháp thay đổi theo chu trình đối xứng còn ứng suất tiếp thay đổi theo chu trình mạch động và: a = M / Wu = 79630/2700 = 29,5MPa ; m = 0 a = T / 2W0 = 52087/(5400).2= 4,8MPa ; m = a Với M _mô men uốn tác dụng lên trục tại tiết diện tính toán và 2 2 2 2 M Mux Muy 22820 76300 79630MPa 3 3 3 Và với đường kính d = 30mm thì Wu = 0,1d = 2700mm và Wo= 5400mm - k và k là hệ số tập trung ứng suất do hình dạng, kết cấu gây nên. Do tại tiết diện tính toán có nhiều yếu tố gây tập trung ứng suất nên cần xem xét đầy đủ 50
  53. các yếu tố gây tập trung ứng suất, sau đó chọn yếu tố gây tập trung ứng suất lớn nhất. Do góc lượn giữa phần chuyển tiếp: Chọn đường kính vai trục D = 40mm, với r/d = 0,02 tra bảng (8.5): k = 1,50 và k = 1,35 Với đường kính trục d = 30mm tra bảng (7.5):  =  = 0,91 Bề mặt trục được gia công tinh và do tại đấy có lắp độ dôi nên kn = kn = 1. Vậy k/ = 1,5 / 0,91 = 1,65 và k/ = 1,35 / 0,91 = 1,48. - Vật liệu chế tạo trục là thép cacbon nên  = 0,10 và  = 0,05 Thay vào xác định các hệ số an toàn thành phần như sau:  1 260 s 5,34 k (1,65).(29,5) (0,1).(0) .a .m .  1 100 s 13,6 k (1,48).(4,8) (0,05)(4,8) .a .m . s .s (5,34).(13,6) Vậy s   4,97 [s] 2 2 2 2 2 s  s  5,34 13,6 [S] = 2 là hệ số an toàn cho phép b) Tại tiết diện lắp BR côn hay lắp khớp nối (làm tương tự). 14.2.8 Chọn ổ lăn 14.2.8.1 Các bƣớc chọn ổ lăn (xem 9.4 trang 207) 14.2.8.2 Ví dụ Ví dụ 9.2 Chọn loại ổ lăn cho trục lắp bánh răng côn dẫn trong sơ đồ HGT hình13.6, biết RA = 1661N; RB = 2980N; Fat =124N; Đường kính trục lắp ổ lăn có dA = dB = 30mm, quay với tốc độ n = 630g/phut; thời hạn sử dụng t = 40000 giờ, chế độ tải trọng không đổi. Bài giải Bƣớc 1. Chọn loại ổ. Do trục chịu đồng thời cả lực hướng tâm và lực dọc trục và trục lắp bánh răng côn đòi hỏi độ cứng vững cao, độ chính xác vị trí trục và chi tiết quay cao do đó ta chọn ổ đũa côn một dãy: ổ này có khả năng chịu cả lực dọc trục và lực hướng tâm, tháo lắp đơn giản, điều chỉnh khe hở và bù lượng mòn thuận tiện. Bƣớc 2. Chọn sơ đồ bố trí ổ lăn: ổ được bố trí theo sơ đồ chữ “O” Bƣớc 3. Chọn ổ theo khả năng tải động. 51
  54. 1/ m Khả năng tải động tính toán xác định theo công thức sau: Ct Q.L Trong đó: Q là tải trong qui ước xác định theo: Q X.V.Ri YFi Với Ri là tải trọng hướng tâm tác dụng lên gối: RA = 1661N và RB = 2988N. 3.1) Xác định tải trọng dọc trục tác dụng lên ổ A và B, Fai (i= A và B): Nội lực dọc trục do lực hướng tâm gây ra trên các ổ A và B: Với ổ đũa côn thì FsA 0,83.e.R A 0,83.0,384.1661 529N Và FsB 0,83.e.FrB 0,83.0,384.2988 952N Trong đó e = 1,5.tan = 0,384 nên F = F = 1076N  FaA FsB Fat 952 124 1076N FsA aA sA  FaB FsA Fat 529 124 405N FsB nên FaB = FsB = 952N Trong đó FsA = 529N và FsB = 952N 3.2) Xác định hệ số Xi và Yi F 1076 Xét aA 0,64 e nên XA= 0,4 và YB = 0,4cotan(14) = 1,60 V.R A 1.1661 F 952 aB 0,31 e 0,384 nên XB = 1 và YB = 0. V.R B 1.2988 3.3) Tính tải trọng tương đương Qi Với ổ A: QA = (1).(0,4).(1661) + (1,6).(1076) = 2386 N Với ổ B: QB = (1).(1,0).(2988) = 2988N Do trên trục, 2 gối được lắp cùng loại ổ nên chỉ cần tiến hành kiểm nghiệm cho ổ có Qmax tức là tiến hành kiểm nghiệm cho ổ A với QA = 2988N 3.4) Tuổi thọ ổ lăn tính bằng triệu chu kỳ, xác định theo công thức sau: 60.nL 60.630.40000 L h 1512 triệu chu kỳ (triệu vòng quay) 106 106 Vậy khả năng tải động tính toán 3/10 3/10 Ct Q.L 2988.(1512) 26,868KN Dựa vào d = 30mm và theo bảng PL 9.4 chọn ổ lăn cớ nhẹ ký hiệu 30206 có các số liệu sau: Tuổi thọ thực tế của ổ đã chọn xác định theo phương trình sau: m 10/ 3 C 40.200 L a1a 23. 0,65 3732 triệu vòn quay Q 2988 52
  55. Ký Kích thước cơ bản,mm Khả năng tải,KN hiệu d D T B C C Co 30206 30 62 17,25 16 14 40,2 44 Trong đó a1=1 ( hệ số xét đến xác xuất không hỏng R(t) = 1). a23 = 0,65 (Chọn chế độ làm việc bình thường CĐ1). Tuổi thọ của ổ đã chọn tính bằng giờ sẽ là: 10 6.L 10 6.3732 L 98730 giờ h 60.n 60.630 Bƣớc 4. Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh. Khả năng tải tĩnh của ổ xác định theo công thức sau: Qo = Xo.R + YoFa 0 Trong đó: với ổ đũa côn thì Xo = 0,5 và Yo = 0,22cotan14 = 0,889. Ổ A: QoA = Xo.RA + YoFaA = (0,5).(1661) + (0,889).1076 = 1787KN Ổ B: QoB = Xo.RB + YoFaB = (1).(2988) + (0).952 = 2988N < Co = KN Vậy ổ đã chọn thỏa mãn khả năng tải tĩnh 14.2.8 Thiết kế các chi tiết khác (nếu có) 14.3 TỰ ĐỘNG HÓA THIẾT KẾ Như đã nêu ở trên, việc sử dụng các phần mềm thiết kế cơ khí khi thiết kế máy và chi tiết máy sẽ mang lại nhiều hiệu quả. Sau đây chúng tôi giới thiệu về quá trình thiết các kế chi tiết máy thông qua các ví dụ nhờ sử dụng phần mềm thiết kế Chi tiết máy trong Autodest Inventor. (sẽ được bổ sung sau khi hoàn thiện) 53
  56. Chƣơng 15 THIẾT KẾ KẾT CẤU CÁC CHI TIẾT VÀ BỘ PHẬN MÁY 15.1 KẾT CẤU CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 15.1.1 Kết cấu bánh đai Vật liệu để chế tạo bánh đai thường là gang xám GX15-32 hoặc thép đúc. Hợp kim nhẹ được sử dụng khi cần giảm trọng lượng và lực quán tính. 15.1.1.1 Kết cấu và kích thƣớc puli dẹt Hình 16.1 là kết cấu puli dai dẹt. Puli có thể làm đối xứng hoặc không đối xứng. Các kích thước cơ bản bao gồm: - Chiêù rộng B và phần lồi  chọn theo bảng 15.1 và 15.2 - Chiều dày vành S = 0,005d1,2 + 3mm - Đĩa hay nan hoa: Chiều dầy đĩa : C =  + 0,02B Kích thước nan hoa: a/h = 0,4 0,5 Ft .d trong đó h 3 0,8z số dẫy nan hoa z được chọn tuỳ thuộc vào chiều rộng B và d Khi B 1600mm thì lấy z = 8. Nếu B > 300mm thì làm hai dãy nan hoa và khoảng cách giữa 2 dãy vào khoảng (0,4 0,5)B. - May ơ: Có thể làm đối xưng (hình 15.2) hoặc không đối xứng (hình 15.1) Đường kính may ơ: Dm = (1,5 1,8)d (d là đường kính đoạn trục để lắp bánh đai). Chiều dài may ơ: lm = (1,5 2)d, thường lm B Bảng 15.1 Chiều rộng B của bánh đai dẹt b,mm 10 16 20 25 32 40 50 63 71 80 90 B,mm 16 20 25 32 40 50 63 71 80 90 100 54
  57. Bảng 15.2 Kết cấu và kích thước cơ bản bánh đai dẹt d1,2  d 1 B b B 40 25 20  50 32 25 63 40 40 32 S 71 50 40 80 0,3 63 50 90 50 80 71 C 100 100 90 112 125 0,4 80 125 112 d 140 140 125 m D 160 0,5 160 140 180 90 180 161 lm 200 0,6 200 180 224 224 200 250 0,8 200 280 250 280 315 280 Hình 15.1 Kết cấu puli đai dẹt 315 355 315 355 1,0 450 400 355 400 450 400 15.1.1.2 Kết cấu và kích thƣớc puli thang Các kích thước của puli thang có thể tính theo công thức sau: Chiều rộng bánh đai: B = (z-1)t + 2e Đường kính ngoài: da = d + 2ho Đường kính trong : df = da – 2H Kích thước H, ho; t và e cho trong bảng 15.3. Các kích thước khác (đường kính, chiều dài máy ơ ) xác định tương tự như puli đai dẹt. B B b1 bt b1 bt o h o H h H S e t e t a d d a d d Hình 15.2 Kết cấu puli đai hình đai thang a) Kết cấu puli đai đai thang thường b) Kết cấu puli đai thang thường hẹp 55
  58. Bảng 15.3 Kích thước cơ bản của rãnh đai thang thường và đai thang hẹp Loại = 340 = 360 = 380 = 400 tiết H h t e 0 d B1 d B1 D b1 d b1 diện Z 10 2,5 12 8 63 71 10 80 100 10,1 112 160 10,2 > 180 10,2 A 12,5 3,3 15 10 90 112 13,1 125 160 13,3 180 400 13,4 > 400 13,5 B 16 4,2 19 12,5 200 17,2 17,5 250 500 17,6 > 560 17,8 21 5,7 25,5 17 - 22,3 224 315 22,9 355 630 23,1 >710 23,3 C 28,5 8,1 37,0 24 - 32,4 315 450 33,1 500 900 33,4 > 1000 33,5 D 34 9,6 44,5 29 - 38,5 500 560 - 630.1120 50,6 > 1250 39,3 E 44 12,5 58,0 38 - - - - 800.1400 10,2 - - SPZ 11 2,0 12 8 63 80 9,7 - - 90 100 - - - SPA 14 2,8 15 10 90 112 12,7 - - 125 140 - - - SPB 18 3,5 19 12,5 140 180 16,3 - - 120 140 - - - SPC 24 4,8 25,5 17 224 315 22 - - 355 - - - 15.1.1.3 Kết cấu và kích thƣớc puli đai nhiều chêm Các kích thước cơ bản của puli có thể xác định như sau: Đường kính ngoài của puli: B 40o dai = di + 2.k Chiều rộng của puli: k r h B = (z-1)t + 2e t h Góc nêm đối với tất cả các đai: 0 = 40 e t a d Các kích thước khác tra d trong bảng 15.4 Hình 15.3 Kết cấu puli đai nhiều chêm Bảng 15.4 Kích thước cơ bản của đai nhiều chêm Loại tiết Kích thước,mm Đường kính diện giới hạn,mm h ht t e r1 r2max  d1min d2max K 2,15 2,53 3,3 2,4 0,02 3,5 0,3 0,2 2 40 500 L 4,68 5,06 6,6 4,8 0,03 5,5 0,5 0,4 4,8 80 800 M 10,2 10,58 13,05 9,5 0,04 10 0,8 0,6 7 100 1000 56
  59. 15.1.1.4 Kết cấu và kích thƣớc đai răng Hình 15.4 là kết cấu của puli đai răng và kích thước cơ bản của puli đai răng có thể xác định khi biết môđun hoặc bước răng, số răng zi và chiều rộng đai: Đường kính chia: di = m.zi với i = 1,2 Đường kính ngoài: dai = di – 2. + K Đường kính trong dfi = di – 1,8m Chiều rộng puli B = b + m Trong đó:  là khoảng B cách từ lớp sợi chịu lực đến đáy răng, bảng 2.24 h K là hệ số hiệu chỉnh r2 đường kính để lực vòng r1 phân bố đều hơn trên f a d d các răng, có thể lấy như d sau: Hình 15.4 Kết cấu bánh đai răng rãnh hình thang di,mm 320 K 0,08 0,10 0,12 0,13 0,15 0,18 Các kích thước khác của rãnh chọn theo bảng 15.5 Bảng 15.5 Các thông số của bánh đai răng ki môđun,mm Thông số hiệu 1 1,5 2 3 4 5 7 10 Chiều rộng smin 1,0 1,5 1,8 3,2 4,0 4,8 7,5 11,5 rãnh,(mm) Chiều sâu rãnh h 1,3 1,8 2,2 3,0 4,0 5,0 8,5 12,5 Góc frofin rãnh 0 50 50 50 40 40 40 40 40 Bán kính góc r1 0,3 0,4 0,5 0,7 1,0 1,5 2,5 3,0 lượn, (mm) r2 0,3 0,4 0,5 1,0 1,3 2,0 3,0 3,5 Kích thước  0,4 0,4 0,6 0,6 0,8 0,8 0,8 0,8 57
  60. 15.1.2 Kết cấu đĩa xích Trong thiết kế truyền động xích, dây xích được chọn theo tiêu chuẩn do nhà sản xuất cung cấp vì vậy người thiết kế chỉ thiết kế và chế tạo đĩa xích cho phù hợp. Hình 15.5 Kết cấu đĩa xích ống con lăn và đĩa xích răng Về kết cấu đĩa xích cũng có những điểm tương đồng như kết cấu bánh răng. Biên dạng và kích thước răng đĩa phụ thuộc vào loại và kích thước của xích và được tiêu chuẩn theo bước xích p (hình 15.5), các kích thước cơ bản hình thành nên kết cấu răng đĩa xích có thể xem ở các bảng 15.6; bảng 15.7; bảng 15.8 và bảng 15.9. Bảng 15.6 Kích thước xác định biên dạng xích răng Tên gọi Bước xích p,mm Ký hiệu 12,7 15,857 19,05 25,4 31,75 Chiều cao h2 8,3 10,3 12,4 15,9 19,9 Khe hở hướng kính e 1,3 1,6 1,9 2,5 3,2 Khoảng cách giữa các mép mặt t 14,11 17,73 21,22 28,73 35,35 răng làm việc khi = 600 Khoảng cách từ giao điểm của các c 20,52 25,65 31,76 41,03 51,03 mặt răng làm việc đến mặt ngoài Bán kính góc lượn đáy răng r1 1,5 2,0 2,0 2,5 3,5 58
  61. Bảng 15.7 Kích thước xác định biên dạng xích ống con lăn và xích răng Tên gọi Ký Công thức tính hiệu Xích ống con lăn Xích răng Đường kính vòng tròn chia d d = p / sin (p/z) Đường kính vòng đỉnh răng da da = p[0,5+cotan( /z)] da =p/tan( /z) Đường kính vòng đáy răng df df = d – 2r df =da–1,182p/cos( /z) Đường kính vành đĩa dv dv= p.cotan( /z)-1,2h Góc = 3600/z = 3600/z = 55o- 600/z = 600  2 = 18o - 600/z 2 = -   2 = 170 - 640/z  = 300 - 3600/z Đường kính con lăn dl Bán kính đáy r r = 0,5025 d1 + 0,05 Bán kính profin răng r1 r1 = 0,08 d1 + r r2 r2=d1(0,08cos+1,24cos - 1,3025) - 0,05 Bán kính góc lượn r3 r3 = 1,7 d1 r3 = p r4 r4 = 1,5 khi p < 38,1 r4 = 2,5 khi p 38,1 x = 0,8d sin Tọa độ x1 1 1 x = 1,24d cos( /z) x2 2 1 y1 y1 = 0,8d1cos y2 y2 = 1,24d1sin( /z) y3 y3 = 0,8d1 y3 = 0,4p Chiều dài đoạn profin thẳng fp fq = d1(1,24sin - 0,8sin) Chiều rộng răng đĩa b Xích 1 dãy: 0,93B – 0,15 b = B + 2S Xích 2 và 3dãy: 0,90B – 0,15 Xích 4 dãy: 0,86B – 0,30 Chiều rộng vành đĩa xích 2 dãy B1 B1 = l + b Chiều dày vành đĩa - l là khoảng cách giữa 2 dãy xích, bảng 4.5 và 4.6 1  = o =0,5p Thép - B và S tra bảng 4.6, 4.7 2  = o =0,5p Gang 59
  62. Bảng 15.8 Các thông số cơ bản của xích ống con lăn Bước Kích thước,mm Tải trọng K.lượ xích phá hỏng ng 1 B d d l h, b P,mm o 1 Q (KN) mét xích,k g Xích ống con lăn một dãy 8 3,0 2,3 5,0 - 7,5 12 4,6 0,2 9,525 5,72 3,28 6,35 - 8,5 17 9,1 0,45 12,7 7,75 4,45 8,51 - 11,8 20 18,2 0,75 15,875 9,65 5,08 10,16 - 14,8 24 22,7 1,0 19,05 12,7 5,96 11,91 - 18,2 33 31,8 1,9 25,4 15,88 7,95 15,88 - 24,2 38 56,7 2,6 31,75 19,05 9,55 19,05 - 30,2 46 88,5 3,8 38,1 25,4 11,1 22,23 - 36,2 58 127,0 5,5 44,45 25,4 12,7 25,7 - 42,4 62 172,4 7,5 50,8 31,75 14,29 28,58 - 48,3 72 226,8 9,7 Xích ống con lăn hai dãy 12,7 7,75 4,45 8,51 13,92 11,8 35 31,8 1,4 15,875 9,65 5,08 10,16 16,59 14,8 41 45,4 1,9 19,05 12,7 5,96 11,91 25,50 18,2 54 72,4 3,5 25,4 15,88 7,95 15,88 29,29 24,2 68 113,4 5,0 31,75 19,05 9,55 19,05 35,76 30,2 82 177,0 7,3 38,1 25,4 11,1 22,23 45,44 36,2 104 254,0 11,0 44,45 25,4 12,7 25,7 48,87 42,4 110 344,8 14,4 50,8 31,75 14,29 28,58 58,55 48,3 130 453,6 19,1 Xích ống con lăn ba dãy 12,7 7,75 4,45 8,51 13,92 11,8 50 45,4 2,0 15,875 9,65 5,08 10,16 16,59 14,8 57 68,1 2,8 19,05 12,7 5,96 11,91 25,50 18,2 86 108,1 5,8 25,4 15,88 7,95 15,88 29,29 24,2 98 170,0 7,5 31,75 19,05 9,55 19,05 35,76 30,2 120 265,5 11,0 38,1 25,4 11,1 22,23 45,44 36,2 150 381,0 16,5 44,45 25,4 12,7 25,7 48,87 42,4 160 517,2 21,7 50,8 31,75 14,29 28,58 58,55 48,3 190 680,4 28,3 60
  63. Bảng 15.9 Các thông số cơ bản của xích răng Bước xích Kích thước,mm Tải trọng Khối lượng p ,mm phá hỏng Q 1 mét b b1 s B l (KN) xích,kg 22,5 28,5 26 1,3 28,5 34,5 31 1,6 12,7 13,4 7 1,5 34,5 40,5 36 2,0 40,5 46,5 42 2,3 46,5 52,5 49 2,7 52,5 58,5 56 3,0 30 39 41 2,2 38 46 50 2,7 46 54 58 3,3 15,875 16,7 8,7 2,0 54 62 69 3,9 62 70 86 4,4 70 78 91 5,0 45 54 74 3,9 57 66 89 4,9 19,05 20,1 10,5 3,0 69 78 105 5,9 81 90 124 7,0 93 102 143 8,0 57 65 116 8,4 25,4 26,7 13,35 3,0 75 84 132 10,8 93 102 164 13,2 104 120 196 15,4 75 85 166 14,35 31,75 33,4 16,7 3,0 93 103 206 16,55 111 121 246 18,8 129 139 286 21,0 Các kích thước khác có thể xác định tương tự như bánh răng hay bánh đai. Để đảm bảo độ bền mòn đều và tăng tuổi thọ, vật liệu đĩa xích thường bằng thép cacbon như C45, C50 và nhiệt luyện đạt độ rắn 40 52HRC. Cũng có thể bằng gang khi vận tốc thấp và tải nhỏ. Với các bộ truyền xích thông dụng như xích các loại xe máy, xe đạp thì các nhà cung cấp đã cung cấp cả dây và đĩa xích vì vậy không cần thiết kế và chế tạo đĩa xích. 61
  64. 15.1.3 Kết cấu bánh răng Hình dạng, kích thước kết cấu bánh răng được xác định trên cơ sở độ bền, phôi của bánh răng và công nghệ gia công răng. Phôi để chế tạo bánh răng có thể dạng đĩa phẳng được cắt từ phôi thép tròn (dùng trong sản xuất đơn chiếc) hoặc phôi rèn (rèn khuôn hoặc rèn tự do) tùy thuộc vào sản lượng và kích thước bánh răng. Tùy thuộc vào kết cấu, dạng răng (răng thẳng hay răng nghiêng; răng ngoài hay răng trong), độ chính xác và độ bóng bề mặt yêu cầu mà sử dụng phương pháp chép hình (phay chép hình), phương pháp bao hình (phay hoặc xọc) hoặc phương pháp cắt dây để gia công bề mặt răng. Bánh răng có thể làm liền trục hoặc rời trục. Bánh răng rời trục có nhiều ưu điểm hơn so với bánh răng liền trục (thuận tiện và kinh tế khi cần thay thế do bánh răng bị hỏng, có nhiều phương án lựa chọn khi cắt răng và dễ dàng đảm bảo độ chính xác yêu cầu ), tuy nhiên do kích thước bánh răng quá nhỏ nên phải làm liền trục. Điều kiện để bánh răng làm rời trục khi: X 2,0m Đối với bánh răng trụ (hình 15.6a) (15.1a) X 1,8me Đối với bánh răng côn (hình 15.6b) (15.1b) Trong đó: m hoặc me là mô đun bánh răng. X là khoảng cách từ đáy răng đến đỉnh rãnh then (hình 15.6) X X X X >2m X >1,8me a) b) Hình 15.6 Khoảng cách X khi thiết kế kết cấu bánh răng a) Bánh răng hình trụ b) Bánh răng côn Nếu điều kiện (15.1a&b) không thỏa mãn thì bánh răng được làm liền trục. Hình 15.7&8 là 1 số phương án về kết cấu bánh răng trụ và bánh răng côn liền trục. Dưới đây giới thiệu một số kết cấu BR rời trục. 62
  65. l f o d d o d f d a) b) a h >2,5m h c) Hình 15.7 Kết cấu bánh răng trụ liền trục a) khi df d0 c) Cho bánh răng chữ V df là đường kính chân răng và d0 là đường kính trục l a mm và a lấy theo bảng 5.15 tùy thuộc m và góc nghiêng  Hình 15.8 Kết cấu bánh răng côn liền trục 63
  66. Bảng 15.10 Chiều rộng rãnh thoát dao khi gia công bánh răng chữ V dạng liền trục Mô đun Góc nghiêng  Mô đun Góc nghiêng  m(mm) m(mm) 200 300 400 200 300 400 2 28 32 35 5 52 58 63 2,5 32 37 40 6 60 67 72 3 36 42 45 (7) 68 75 82 3,5 40 47 50 8 75 82 90 4 46 52 55 10 90 100 108 Bánh răng rời trục, có thể thực hiện dưới dạng đĩa đặc (hình 15.8a và hình 15.10ab cho BR côn) hoặc đĩa b mỏng để nối vành răng với may ơ (hình b lm 15.8b và hình15.10c&d) 2 1 2 o hoặc dạng nan m d d D D + t + hoa để nối vành d răng với may ơ (khi bánh răng có a) kích thước rất C lm S lớn). Bánh răng b) c) có kết cấu đối b xứng (hình 15.8b) hoặc Hình 15.8 Kết cấu bánh răng trụ rời trục ăn khớp ngoài không đối xứng a&b) Dạng kết cấu đối xứng c) Dạng KC không đối xứng (hình 15.8c) s m l a h Hình 15.9 Kết cấu bánh răng ăn khớp trong 64
  67. Các kích thước cấu tạo nên kết cấu bánh răng có thể lấy như sau: - Đường kính đoạn trục lắp bánh răng: d - Chiều dày vành răng S 2m - Chiều dày đĩa C được chọn tùy thuộc vào loại bánh răng: Bánh răng hình trụ: C = (0,2 0,3)b Bánh răng côn C = (0,3 0,35)b - Đường kính và chiều dài may ơ: Dm = (1,5 1,8)d lm = (1,2 .2,0)d - Đường kính lỗ do: Xác định tùy thuộc vào kích thước bánh răng, thường do = (12 .30)mm s b b X e R e2 e2 d d   a)   Dm e1 d C lm b) c) d) Hình 15.10 Kết cấu bánh răng côn rời trục a&b Bánh răng côn nhỏ c&d) Bánh răng côn lớn Chú ý: - Trong công thức trên, lấy m đối với bánh răng trụ và me đối với bánh răng côn. - Khi xác định chiều dài may ơ của bánh răng cần lưu ý là chiều dài lm cần đủ lớn để đảm bảo tính ổn định của bánh răng trên trục. Chiều dài may ơ có thể chọn như sau: lm có thể lấy lớn hơn, bằng hoặc nhỏ hơn chiều rộng vành răng. Chiều dài may ơ còn tùy thuộc vào chiều dài then lắp trên trục (xem ví dụ ở phần thiết kế trục để biết cách xác định chiều dài then khi biết chiều dài may ơ hoặc ngược lại). 65
  68. Ví dụ 15.1 Tính kết cấu bánh răng trong HGT ở ví dụ 14.4 a) Kết cấu bánh răng côn dẫn Để biết bánh răng làm rời hay liền trục, cần xác định đường kính lắp bánh răng. Có thể tính đường kính trục lắp bánh răng nhờ công thức tính sơ bộ trục như sau: T 52087 d 3 3 23,5mm 0,2[] (0.2).(20) Trong đó T là mô men xoắn của trục lắp bánh răng dẫn và T = 52087Nmm [] là ứng suất tiếp cho phép. Sơ bộ có thể chọn [] = 20Mpa Chọn đường kính đoạn trục lắp khớp bằng đường kính đoạn trục lắp bánh răng d = 28 mm. Với d = 28mm, tra bảng (12.3) then bằng có bxh = 8x7, t1 = 5mm và t2 = 3,3mm. Bánh răng có me = 3mm. ' Từ hình ( 15.6) tính được: X 0,5d f (0,5d t 2 ) 31 (14 3,3) 3,7mm Trong đó: ' ' df me .z1 (2,38).(26) 62mm là đường kính chân răng trên mặt đáy nhỏ ' me 2,38mm là mô đun trên mặt đáy nhỏ. Theo điều kiện (15.1) thì : X = 3,7mm < 1,8me = (1,8).(3) = 5,4mm do đó bánh răng nhỏ làm liền trục như hình (15.8). b) Kết cấu bánh răng côn bị dẫn Bánh răng côn bị dẫn được làm rời trục và có kết cấu như hình (15.10c) với kích thước các phần tử như sau: - Đường kính chỗ lắp bánh răng d = 42mm - Chiều dày vành răng S = 2me = 6mm - Chiều dày đĩa C: C = (0,3 0,35)35 = 10,5 12,5 Chọn C = 12mm - Đường kính và chiều dài may ơ: Dm = (1,5 1,8) d = 63 75 chọn Dm = 65mm lm = (1,2 .2,0) d = 50 84 chọn lm = 60mm - Đường kính lỗ do: Xác định tùy thuộc vào kích thước bánh răng, thường do = (12 .30)mm, chọn do = 25mm. - Kích thước rãnh then trên may ơ bánh răng: Chiều rộng ránh then b = 12mm và chiều sâu rãnh trên may ơ t2 = 3,3mm 66
  69. 15.1.4 Kết cấu trục vít và bánh vít 15.1.4.1 Kết cấu trục vít Hình 15.11c giới thiệu về kết cấu chung của trục vít. Trục vít thường được chế tạo liền với trục. Tùy thuộc vào kích thước df1; đường đoạn trục do mà có thể có những dạng kết cấu khác nhau (hình 15.11abc). o b1 20 o f1 d d a) l1 L b1 f1 =d o f1 d d b) l1 L b1 l l o f1 d d c) l1 L Hình 15.11 Kết cấu trục vít a) Khi do df1 67
  70. Các kích thước cơ bản trục vít: - Kích thước ren trục vít: d1; df1 và da1 - Kích thước ngỗng trục d để lắp ổ. - Đường kính thân trục để lắp với chi tiết khác (khớp nối, bánh đai ) - Chiều dài cắt ren của trục vít b1 (bảng 15.11) - Chiều dài l của đoạn thoát dụng cụ khi cắt ren (phụ thuộc vào loại dụng cụ gia công ren trục vít) khi df1 < do. - Góc vát ở mút phần ren: lấy khoảng 20o. 15.1.4.2 Kết cấu bánh vít Tùy thuộc vào kích thước bánh vít mà kết cấu được thiết kế khác nhau. Phổ biến là gồm vành răng bánh vít bằng kim loại màu ghép với thân bánh vít bằng gang hoặc thép đúc bằng mối ghép độ dôi hoặc vành răng đúc trực tiếp lên thân (hình 15.12). Các kích thước cơ bản xác định như sau (hình 15.12 và 15.13): - Chiều dày vành răng bánh vít  2m - Chiều dày đĩa thân bánh vít C = (0,25 0,35)b2 - Chiều dày vành thân bánh vít S  - Đường kính và chiều dài may ơ: Dm = (1,8 2,0)d lm = (1,2 .2,0)d - Vít tăng cường: Số lượng vít: Z = 3 8 Đường kính vít d = (1 1,2)m, sau đó chọn theo tiêu chuẩn Chiều dài vít l < 0,3b2. ( Với vít tăng cường, đầu vít được cắt bỏ sau khi đã xiết chặt). - Bề mặt ghép: Đường kính bề mặt ghép: D = df2 – 2.  Chiều dài bề mặt ghép l = ( 0,8 0,85)b2. - Đường kính Do và do: D m D Đường kính tâm lỗ Do: D o 2 Đường kính lỗ do xác định tùy thuộc vào kích thước bánh vít, thường do = (15 .40)mm. 68
  71. b2 l  0,5mX45 n d f2  a) d m  dH7 D 0,5mX45 DH7/n6   C S b) Hình 15.12 Kết cấu bánh vít và các dạng vát đầu răng b2 Trường hợp khi đường kính C bánh vít d2 > 400mm, thường sử dụng mối ghép bu lông để S nối vành bánh vít với thân (hình 15.13). Khi đó cần chọn trước Do, phương án ghép bu lông (có khe hở hay không có khe hở) và số lượng bu lông, n d f2 o sau đó tiến hành xác định  m  d D d   đường kính bu lông theo D phương án đã chọn.  lm Hình 15.13 Kết cấu bánh vít 69
  72. 15.2 KÊT CẤU TRỤC VÀ CÁC PHƢƠNG PHÁP CỐ ĐỊNH CHI TIẾT TRÊN TRỤC 15.2.1 Yêu cầu khi thiết kế trục Trong thực tế, trục bậc được dùng nhiều nhất. Tuy nhiên trục bậc lại có nhiều nhược điểm, vì vậy khi thiết kế kết cấu trục bậc cần đảm bảo các yêu cầu sau: - Trục phải có đủ độ bền đặc biệt là độ bền mỏi. - Trục phải có tính công nghệ bao gồm công nghệ chế tạo trục và các chi tiết lắp trên trục cũng như việc tháo lắp các chi tiết thuận tiện. - Các chi tiết lắp trên trục phải được cố định theo cả hai phương. 15.2.2 Cố định các chi tiết trên trục 15.2.2.1 Cố định các chi tiết theo phƣơng tiếp tuyến Thường dùng mối ghép then, then hoa hay mối ghép độ dôi để cố định chi tiết theo phương tiếp tuyến. Phổ biến nhất là then bằng đầu tròn. Tuy nhiên với mối ghép làm việc với tốc độ thấp và ghép nối các chi tiết đầu trục có thể dùng then vát. Với mối ghép làm việc tốc độ cao, yêu cầu truyền mô men lớn, độ đồng tâm cao và tải va đập thì nên dùng then hoa hoặc mối ghép độ dôi. Hình dạng và kích thước và cách xác định được trình bày trong chương 12. 15.2.2.2 Cố định các chi tiết theo phƣơng chiều trục Có nhiều phương pháp để cố định chi tiết trên trục theo phương chiều trục. Tùy thuộc vị của chi tiết mà có thể lựa chọn các phương pháp khác nhau. Dưới đây giới thiệu một số phương pháp thường gặp để cố định chi tiết theo phương chiều trục. a) Dùng vai trục và gờ trục. Vai trục và gờ trục chỉ cố định theo một chiều và vì vậy cần phối hợp với các phương pháp khác để cố dịnh chiều còn lại. Ngoài Chi tiÕt l¾p trªn trôc Chi tiÕt l¾p trªn trôc việc cố định chi Vai trôc tiết theo phương r R r h chiều trục thì vai h trục và gờ trục d D d còn có vai trò định D C    vị chính xác các  chi tiết khi lắp. Hình 15.14 Kết cấu vai trục và bán kính góc lượn 70
  73. Đường kính vai trục D hoặc đường kính phần trục tạo gờ do cần chọn sao cho có thể cố định chi tiết nhưng vẫn đảm bảo độ bền mỏi và chi phí về vật liệu chế tạo trục là nhỏ nhất (đường kính phôi), (bảng 7.9) cho tỷ số D/d nên dùng, mặt khác để giảm tập trung ứng suất cần phải làm bán kính góc lượn r. Giá trị của bán kính góc lượng cần chọn sao cho một mặt giảm tối đa tập trung ứng suất, mặt khác cần đảm bảo chi tiết lắp trên trục phải tỳ sát vào vai trục hoặc gờ trục ( h = 0,5(D- d) là phần để chi tiết tỳ sát vào vai trục). Hình 15.14 mô tả kết cấu vai trục có đường kính D với bán kính r và chi tiết lắp trên trục có bán kính R hoặc chiều dày cạnh vát C. Các bán kính góc lượn được chọn tùy thuộc chênh lệch đường kính trục (bảng 15.11). Riêng tại gờ trục nên chọn bán kính r lớn nhất có thể để tăng độ bền mỏi cho trục. Bảng 15.11 Bán kính góc lượn tại vai trục Đường kính trục d,mm Bán kính 10 14 14 18 18 30 30 50 50 80 80 120 120 150 >150 R hoặc C của chi 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 4,0 5,0 6,0 tiết lắp trên trục r của trục 0,4 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 4,0 5,0 Để đảm bảo chi tiết lắp được tỳ sát vào bạc hoặc chi tiết khác thường chọn chiều dài đoạn trục lắp chi tiết nhỏ hơn chiều dài may ơ lm của chi tiết khoảng từ (0,5 đến 1 hoặc 2 mm, tùy thuộc vào kích thước d (hình 15.15)). Hình 7.3 và 7.4 là một số giải pháp về kết cấu vai trục và chi tiết lắp trên trục để giảm tập trung ứng suất. Để quá trình lắp ghép các chi tiết trên trục được nhanh chóng và chính xác, đặc biệt với trục có đường kính lớn và mối ghép có độ dôi lớn thì nhất thiết phải làm đoạn dẫn hướng. Phần dẫn hướng có thể là mặt côn hoặc mặt trụ với chế độ lắp lỏng. Đồng thời then cần có chiều dài lớn (hình 15.16). Khi thiết kế kết cấu trục, đường kính các đoạn trục tự do được chọn sao cho vừa có tính công nghệ, vừa giảm tập trung ứng suất, đồng thời cần đảm bảo có thể tháo chi tiết một cách dễ dàng, nghĩa là khi cần tháo chi tiết (ví dụ tháo ổ lăn khỏi trục (hình 15.15) cần tác dụng lực chiều trục F vào vòng trong ổ. Muốn vậy đường kính do được chọn nhỏ hơn chiều dày vòng trong ổ lăn. Trong trường hợp do > d + 2s ( s là chiều dày vòng trong ổ lăn và d là đường kính ngỗng trục lắp ổ) thì cần có các giải pháp thích hợp (VD xẻ rãnh trên phần trục đường kính do). 71
  74. H ình 15.15 ình Cố định chiều trục bằngvòng lò kếthợp vớivai trục ØdAk6 Vßng lß xo (0,5 2) H Ød2 ình 15.16 ình Kết cấudãn hướng lắpkhighép F Ød2 F Đ §o¹n dÉn huong h×nh trô Ødo o¹n dÉn h Ødo 72 l m l Ød3H7/k6 u íng h×nh c«n Ød3H7/h8 ØD Ød3H7/k6 F Ød3H7/k6 Ødo ØD ØD Ød' ØdBk6 Ød' 1 Ød1 Ød
  75. b) Cố định chiều trục bằng các chi tiết khác. Để cố định các chi tiết đầu trục, có thể dùng các phương án sau: - Dùng then vát (hình 15.17), vừa Then v¸t cố định theo phương tiếp tuyến vừa cố định theo phương dọc trục). Trường hợp này chỉ sử dụng khi trục quay với tốc độ thấp, không yêu cầu cao về độ đồng tâm (VD cố định đĩa xích trên trục ra HGT). Kích thước của then vát có thể tra ở bảng 12.5. Hình 15.17 Cố định chi tiết đầu trục bằn - Dùng đệm áp và vít để cố then vát định chi tiết đầu trục. Phương pháp này H thường dùng để cố định chi tiết đầu trục như bánh đai, D d đĩa xích hoặc vòng trong ổ o Md lăn trên trục Tùy thuộc d vào đường kính đầu trục d khe ho 1 3mm mà có thể dùng một hoặc L hai vít Md. Kết cấu và kích thước các chi tiết có thể xem ở hình 15.18a&b và Hình 15.18a Cố định ct đầu trục bằng một vít và đệm áp bảng 15.12. Chi tiÕt ghÐp H o D d d a khe hë 1 3mm l Hình 15.18b Cố định chi tiết đầu trục bằng hai vít và đệm áp 73
  76. Bảng 15.12 Kích thước đệm áp đầu trục và vít Md Dùng một vít để cố định Trục Đệm áp Vít Md d D H Md L 30;34 40 5 M8 20 35;38 45 5 M8 20 40;42 50 6 M10 30 45;48 55 6 M10 30 50;52 60 6 M10 30 55 65 8 M12 25 60; 63 70 8 M12 25 65 75 8 M12 25 70 80 8 M12 25 75 85 8 M12 25 80 90 8 M16 30 85 95 8 M16 30 90 100 8 M16 30 Dùng hai vít để côc định Trục Đệm áp Vít Md d D H a Md L 105 120 10 60 M16 30 110 130 10 60 M16 30 120 140 10 60 M16 30 130 150 12 80 M16 30 140 160 12 80 M16 30 150 170 12 80 M16 30 - Cố định chi tiết theo phương chiều trục bằng đai ốc và đệm cánh. Đai ốc và đệm cánh có thể dùng để cố định chi tiết đầu trục ( hình 15.19) hoặc chi tiết trên trục, ví dụ vòng trong ổ lăn trên trục (hình 19.15&24. ). Đai ốc và đệm cánh được chế tạo theo tiêu chuẩn vì vậy các kích thước cơ bản tra theo đường kính ren (bảng §ai èc vµ Vßng lß xo 15.13 đối với đai ốc và và bảng ®Öm c¸nh 15.14 với đệm cánh). Hình 15.19 Cố định chi tiết đầu trục bằng đai ốc và đệm cánh 74
  77. Bảng 15.13 Hình dạng và kích thước đai ốc hãm 30 o b t 1 D D d    0 Cx45 H Ren D D1 H b t c c1 20x1,5 34 27 8 5 2,5 24x1,5 42 33 10 5 2,5 (27x1,5) 45 36 10 5 2,5 30x1,5 48 39 10 5 2,5 (33x1,5) 52 42 10 6 3 36x1,5 55 45 10 6 3 1 1,6 (39x1,5) 60 48 10 6 3 42x1,5 65 52 10 6 3 (45x1,5) 70 56 10 6 3 48x1,5 75 60 12 8 4 (52x1,5) 80 65 12 8 4 56x2 85 70 12 8 4 64x2 95 80 12 8 4 1,6 2 72x2 105 90 15 10 5 80x2 115 100 15 10 5 75
  78. Bảng 15.14 Hình dạng và kích thước đệm cánh 15 o 30 o D o d 65 D1 t m d1 s b b Đường d1 D D1 b m S b2 t kính ren, d 20 20,5 37 27 4,8 17 1 5,3 18 24 24,5 44 33 4,8 20,5 1 5,3 21,5 (27) 27,5 47 36 4,8 23,5 1 5,3 24,5 30 30,5 50 39 4,8 26,5 1 5,3 27,5 (33) 33,5 54 42 5,8 29,5 1,6 6,3 30,5 36 36,5 58 45 5,8 32,5 1,6 6,3 33,5 (39) 39,5 62 48 5,8 35,5 1,6 6,3 36,5 42 42,5 67 52 5,8 38 1,6 6,3 39 (45) 45,5 72 56 5,8 41 1,6 6,3 42 48 48,5 77 60 7,8 44 1,6 8,3 45 (52) 52,5 82 65 7,8 48 1,6 8,3 49 56 57 87 70 7,8 51,5 1,6 8,3 52,5 (60) 61 92 75 7,8 55,5 1,6 8,3 56,5 64 65 97 80 7,8 59,5 1,6 8,3 59,5 (68) 69 102 85 9,5 63,5 1,6 10 63,5 72 73 107 90 9,5 67,5 1,6 10 67,5 (76) 77 112 95 9,5 70,5 1,6 10 70,5 80 81 117 100 9,5 74,5 1,6 10 74,5 VÝt cè ®Þnh - Cố định chiều trục bằng vít Vít được dùng để cố định chiều trục khi chi tiết cần cố định không chịu lực chiều truc. Kích thước vít được chọn tùy thuộc vào đường kính trục. Về hình dạng của vít thường là hình trụ có xẻ rãnh để xiết chặt vít. Hình 15. 20 Cố định chi tiết chiều trục bằng vít 76
  79. - Cố định chiều trục bằng vòng lo xo. Vòng lò xo dùng để cố định theo phương chiều trục khi không tồn tại lực chiều trục hoặc có nhưng rất nhỏ. Vòng lò xo có thể để cố định chi tiết trên trục (hình 15.15) hoặc dùng để cố định chi tiết (vòng ngoài ổ lăn) trên vỏ hộp (hình 15.19). Bảng 15.15 là hình dạng và kích thước vòng lò xo dùng để cố định chi tiết trên trục và bảng 15.16 là hình dạng và kích thước vòng lò xo cố định chi tiết trên vỏ. Bảng 15.15 Kích thước lõ xo và kích thước rãnh lắp lò xo trên trục s r3 d4 I I r2 2 d d 1 r 3 d  d  B Đường Vòng lò xo Rãnh trên trục kính trục d,mm d2 d3 d4 S b l r2 r3max d1 B h r 12 11,0 13,4 1,7 1,0 2,2 3,0 7,6 1,8 11,3 1,2 1,1 0,1 15 13,8 17,4 1,7 1,0 2,4 3,0 9,1 1,8 14,1 1,2 1,4 0,1 17 15,7 19,7 1,7 1,2 2,6 3,0 10,1 1,8 16,0 1,4 1,5 0,1 20 18,2 23,0 2,0 1,2 3,2 3,0 11,5 2,0 18,6 1,4 2,1 0,1 25 23,1 28,5 2,0 1,2 3,6 3,0 14,1 2,5 23,5 1,4 2,3 0,1 30 27,8 33,8 2,0 1,2 4,0 3,0 16,5 2,5 28,5 1,4 2,3 0,1 35 32,2 39,5 2,5 1,7 4,9 6,0 19,1 3,0 33,0 1,9 3,0 0,2 40 30,5 44,7 2,5 1,7 5,5 6,0 22,1 3,5 37,5 1,9 3,8 0,2 45 41,5 49,7 2,5 1,7 5,5 6,0 24,6 3,5 42,5 1,9 3,8 0,2 50 45,8 54,8 2,5 2,0 6,0 6,0 27,0 4,0 47,5 2,2 4,5 0,2 55 50,8 59,8 2,5 2,0 6,0 6,0 29,5 4,0 52,5 2,2 4,5 0,2 60 55,8 63,4 2,5 2,0 6,5 6,0 32,4 4,0 57,5 2,2 4,5 0,2 65 60,8 70,4 3,0 2,5 6,5 6,0 34,9 4,0 62,0 2,2 4,5 0,3 70 65,5 76,2 3,0 2,5 7,0 6,0 37,5 4,5 67,0 2,2 4,5 0,3 75 70,5 82,6 3,0 2,5 8,0 6,0 40,8 4,5 72,0 2,2 4,5 0,3 80 75,0 87,0 3,0 2,5 8,0 6,0 43,0 4,5 76,5 2,2 5,3 0,3 77