Đang tải... (xem toàn văn)
Phần I: tính toán động học hệ dẫn động cơ khí
Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 1 ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Phần I: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí I. Chọn động cơ điện 1. Chọn kiểu, loại động cơ Đây là trạm dẫn động băng tải nên ta chọn động cơ: 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc, do nó có nhiều ưu điểm cơ bản sau: - Kết cấu đơn giản, giá thành thấp. - Dễ bảo quản và làm việc tin cậy. 2. Chọn công suất động cơ Công suất của độ ng cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ, đảm bảo cho khi động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép. Muốn vậy, điều kiện sau phải thoả mãn: dc dc dm dt P P≥ (KW) Trong đó: dc dm P - công suất định mức của động cơ. dc dm P - công suất đẳng trị trên trục động cơ. Do ở đây tải trọng là không đổi nên: ct dc dc lv dt lv P PP η Σ == Với: dc lv P - công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ ct lv P - Giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác: 33 . 4750.0,65 3,0875 10 10 ct t lv FV P == = (KW) F t – lực vòng trên trục công tác (N); V – vận tốc vòng của băng tải (m/s). η Σ - hiệu suất chung của toàn hệ thống. Theo bảng 2.3: Trị số hiệu suất của các bộ truyền và ổ (tài liệu: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập 1 – Trịnh Chất & Lê Văn Uyển – NXB Giáo Dục) [I] ta chọn: 1 k η = ; 0,99 ol η = ; 0,96 brc η = ; 0,97 brt η = ; 0,92 x η = Vậy ta có: 44 . . . . 1.0,99 .0,96.0,97.0,92 0,8230 kolbrcbrtx ηηηηηη Σ == = P P t Sơ đồ tải trọng K bd = 1,5 Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 2 Suy ra, công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ: 3,0875 3,7515 0,8230 ct dc lv lv P P η ∑ == = (KW) Vậy suy ra: 3,7515 dc dc dm dt PP≥= (KW) 3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ n đb Số vòng quay đồng bộ được chọn sao cho: Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống: db sb ct n U n = nằm trong khoảng tỉ số truyền nên dùng (tra bảng 2.4 – (I)): sbnd UU ∑ ∈ Trong đó: n ct – số vòng quay của trục công tác. Đây là hệ dẫn động băng tải nên: 33 60.10 . 60.10 .0,65 82,8025 3,14.150 ct V n D π == = (v/ph) Trong đó: D - đường kính tang dẫn của băng tải (mm) V - vận tốc vòng của băng tải (m/s) Tỉ số truyển nên dùng của cả hệ thống phải bao gồm cả khoảng tỉ số truyền nên dùng của hộp giảm tốc và khoảng tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền ngoài hộp. . XCT nd nd nd UUU − ∑ = = (1,5 ÷ 5).(8 ÷ 31,5) = 12 ÷ 157,5 Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ: n đb = 1500 (v/ph). Suy ra: 1500 18,1154 82,8025 sb U == . Giá trị này thoả mãn sbnd UU ∑ ∈ Vậy ta chọn được số vòng quay đồng bộ của động cơ là: n đb = 1500 (v/ph). 4. Chọn động cơ Qua các bước trên ta đã xác định được: 3,7515 1500 / dc dm db PKW nvph ⎫ ≥ ⎪ ⎬ = ⎪ ⎭ Động cơ được chọn phải có công suất và số vòng quay sơ bộ thoả mãn những điều kiện trên. Căn cứ vào những điều kiện trên tra bảng phụ lục P1.1; P1.2: P1.3: Các thông số kỹ thuật của động cơ, ta chọn động cơ 4A100L4Y3. Bảng các thông số kỹ thuật của động cơ này. 5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều ki ện quá tải cho động cơ a. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ Kiểu động cơ Công suất KW Vận tốc quay (v/ph) Cos % η max dn T T k dn T T 4A100L4Y3 4,0 1420 0,84 84 2,2 2,0 Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 3 4 3 1 2 F t 5 6 Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống. Vậy: dc dc mm bd PP≥ (KW) Trong đó: P mm dc – Công suất mở máy của động cơ dc dc mm mm dm P KP= k mm dn T K T = - Hệ số mở máy của động cơ P bd dc – Công suất ban đầu trên trục động cơ K bd – Hệ số cản ban đầu (sơ đồ tải trọng) Từ các công thức trên ta tính được: 2.48 dc dc dc k mm mm dm dm dn T P KP P KW T ==== . 3,7515.1,5 5,6273 dc dc bd lv bd P PK KW== = Ta thấy: dc dc mm bd PP> . Vậy động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện mở máy. b. Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ Nhìn vào sơ đồ tải trọng ta thấy tính chất tải trọng là không đổi nên ta không cần kiểm tra quá tải cho động cơ. II. Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống: 1420 17,1492 82,8025 dc ct n u n Σ == = Trong đó: n dc – số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph) n ct - số vòng quay của trục công tác (v/ph) Ta có: ng h x h uuuuu Σ == Với: u ng – tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp u h – tỉ số truyền của hộp giảm tốc u h = u 1 .u 2 u 1 , u 2 – tỉ số truyền của các bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm 1. Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp Hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc hai cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp. Nên u ng = (0,1 ÷ 0,15)u h ⇒ (0,1 0,15) (0,1 0,15).17,1492 1,3095 1,6039 ng uu ∑ =÷ =÷ = ÷ Kết hợp với bảng 2.4: Tỉ số truyền nên dùng [I] ta chọn: u ng = u x = 1,5 Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 4 ⇒ 17,1492 11,4328 1, 5 h ng n u n ∑ == = 2. Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc u h = u 1 .u 2 Với hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ 2 cấp, để nhận được chiều cao hộp giảm tốc nhỏ nhất có thể tra tỉ số truyền bộ truyền bánh răng cấp nhanh u 1 theo đồ thị: Hình 3.21 [I], tương đương với việc tính theo công thức: Tỉ số truyền của cập chậm (tỉ số truyền của bánh răng trụ) 2 3 2 2 . 1, 073 (1 0, 5 ) ba h be be u u kk ψ ≈ − Trong đó: k be – hệ số chiều rộng vành răng bánh răng côn (k be = 0,25 ÷ 0,3) 2ba ψ - hệ số chiều rộng bánh răng trụ ( 2 0,3 0, 4 ba ψ = ÷ ) Chọn k be = 0,3 và 2 0, 4 ba ψ = , ta có: 3 3 2 1,32 1,32 8,5746 2,7018 h uu≈= = Tỉ số truyền của cấp nhanh (tỉ số truyền của bánh răng côn) 1 2 11, 4328 4,2315 2,7018 h u u u == = III. Xác định các thông số trên các trục 1. Tính tốc độ quay của các trục (v/ph) - Tốc độ quay của trục I: 1420 1420 1 dc I k n n u == = (v/ph) - Tốc độ quay của trục II: 1 1420 335,5745 4,2315 I II n n u == = (v/ph) - Tốc độ quay của trục III: 2 335,5745 124,2040 2,7018 II III n n u == = (v/ph) - Tốc độ quay của trục IV: 124,2040 82,8027 1, 5 III IV x n n u == = (v/ph) 2. Tính công suất trên các trục (KW) - Công suất danh nghĩa trên trục động cơ: () 3,7515 ct dc lv lv P PKW η Σ == - Công suất danh nghĩa trên trục I: . . 3,7515.1.0,99 3,7140 dc Ilvkol PP ηη == = (KW) - Công suất danh nghĩa trên trục II: . . 3,7140.0,96.0,99 3,5298 II I I II ol PP η η − == = (KW) - Công suất danh nghĩa trên trục III: . . 3,5298.0,97.0,99 3,3896 III II II III ol PP η η − == = (KW) - Công suất danh nghĩa trên trục IV: Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 5 . . 3,3896.0,92.0,99 3,0872 IV III III IV ol PP η η − == = (KW) 3. Tính mômen xoắn trên các trục (Nmm) - Mômen xoắn trên trục động cơ: 6 6 9,55.10 . 9,55.10 .3,7515 25230,1585 1420 dc dc dc P T n == = (Nmm) - Mômen xoắn trên trục I: 66 9,55.10 . 9,55.10 .3,7140 24977,9577 1420 I I I P T n == = (Nmm) - Mômen xoắn trên trục II: 6 6 9,55.10 . 9,55.10 .3,5298 100453,3718 335,5745 II II II P T n == = (Nmm) - Mômen xoắn trên trục III: 66 9,55.10 . 9,55.10 .3,3896 260625,1006 124,2040 III III III P T n == = (Nmm) - Mômen xoắn trên trục IV: 6 6 9,55.10 . 9,55.10 .3,0872 356060,3700 82,8027 IV IV IV P T n == = (Nmm) 4. Lập bảng số liệu tính toán: Thông số Trục Tốc độ quay (v/ph) Tỉ số truyền Công suất (KW) Mômen xoắn (Nmm) Trục động cơ 1420 1 3,7515 25230,1585 Trục I 1420 3,7140 24977,9577 4,2315 Trục II 335,5745 3,5298 100453,3718 Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 6 2,7018 Trục III 124,2040 3,3896 260625,1006 1,5 Trục IV 82,8027 3,0872 356060,3700 Phần II: Tính toán thiết kế các chi tiết truyền động I. Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp 1. Chọn vật liệu cặp bánh răng côn và cặp bánh răng trụ - Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có công suất trung bình, nên chọn vật liệu nhóm I có độ cứng HB < 350 để chế tạo bánh răng. - Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng,nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị độ cứng. ( ) 12 10 15HH HB≥+÷ - Dựa vào bảng 6.1, [I]: Cơ tính của một số vật liệu chế tạo bánh răng, ta chọn: • Cặp bánh răng côn: Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 7 Loại bánh Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền b σ (MPa) Giới hạn chảy ch σ (MPa) Bánh nhỏ Thép 45 – tôi cải thiện HB 241…285 850 580 Bánh lớn Thép 45 – tôi cải thiện HB 192…240 750 450 • Cặp bánh răng trụ: Loại bánh Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền b σ (MPa) Giới hạn chảy ch σ (MPa) Bánh nhỏ Thép 45 – tôi cải thiện HB 192…240 750 450 Bánh lớn Thép 45 thường hóa HB 170…217 600 340 2. Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [] H σ và ứng suất uốn cho phép xác định theo các công thức sau: lim [] o H H RV XH HL H Z ZK K S σ σ = (1) lim [] o F F R S XF FC FL F YZK K K S σ σ = (2) Trong đó: Z R – Hệ số xét đến độ nhám mặt răng làm việc. Z V – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. K XH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Y R - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. Y S - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất. K XF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Chọn sơ bộ: 1 RV XH ZZK = và 1 RS XF YZK = nên các công thức (1), (2) trở thành: lim [] o H H HL H K S σ σ = (3) lim [] o F F FC FL F K K S σ σ = (4) Trong đó: 0 lim H σ và 0 lim F σ : lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 8 Giá trị của chúng được tra trong bảng 6.2, [I]. Vì ta chọn vật liệu bánh răng là thép 45 thường hóa hay tôi cải thiện nên: 0 lim 270 H HB σ =+ (MPa) 0 lim 1, 8 F HB σ = (MPa) Vậy: - Trong bộ truyền bánh răng côn: Bánh nhỏ: 0 lim1 1 2 70 2.245 70 560 H HB σ =+=+= (MPa) 0 lim1 1 1,8 1,8.245 441 F HB σ === (MPa) Bánh lớn: 0 lim 2 2 2 70 2.230 70 530 H HB σ =+=+= (MPa) 0 lim 2 2 1, 8 1, 8.230 414 F HB σ === (MPa) - Trong bộ truyền bánh răng trụ: Bánh nhỏ: 0 lim3 3 2 70 2.215 70 500 H HB σ =+=+= (MPa) 0 lim3 3 1,8 1,8.215 387 F HB σ === (MPa) Bánh lớn: 0 lim 4 4 2 70 2.200 70 470 H HB σ =+=+= (MPa) 0 lim 4 4 1,8 1,8.200 360 F HB σ === (MPa) K FC : Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải. Vì hệ dẫn động ta thiết kế, tải được đặt một phía (bộ truyền quay 1 chiều) > K FC = 1 K HL,FL : Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng, được xác định theo công thức sau: H HO m HL HE N K N = (5) ; F FO m FL FE N K N = (6) Với: - m H , m F : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên: m H = m F = 6 - N HO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. 2,4 30 HOHB NH= (H HB – Độ rắn Brinen) - Bộ truyền bánh răng côn: Chọn độ rắn: bánh nhỏ HB 1 =245 ; bánh lớn HB 2 =230, khi đó: N HO1 = 30.245 2,4 = 1,63.10 7 N HO2 = 30.230 2,4 = 1,39.10 7 - Bộ truyền bánh răng trụ: Chọn độ rắn: bánh nhỏ HB 3 = 215 ; bánh lớn HB 4 = 200, khi đó: N HO3 = 30.215 2,4 = 1,19.10 7 N HO4 = 30.200 2,4 = 0,99.10 7 - N FO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn Với tất cả các loại thép thì: N FO = 4.10 6 - N HE , N FE : số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 9 Vì ở đây bộ truyền chịu tải động tĩnh, nên theo [I] thì: N HE = N FE = N = 60.c.n.t Σ Với: c, n, t Σ lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét. Ta có: c=1 41 7.365. .24. 16352 53 th Σ == - Trong bộ truyền bánh răng côn: Bánh nhỏ có: n 1 = 1420 (v/ph) nên: 9 11 60.1.1420.16352 1,39.10 HE FE NN== = Bánh lớn có: n 2 = 335,5745 (v/ph) nên: 9 22 60.1.335,5745.16352 0,33.10 HE FE NN== = - Trong bộ truyền bánh răng trụ: Bánh nhỏ có: n 3 = 335,5745 (v/ph) nên: 9 33 60.1.335,5745.16352 0,33.10 HE FE NN== = Bánh lớn có: n 4 = 124,2040 (v/ph) nên: 9 44 60.1.124,2040.16352 0,12.10 HE FE NN== = Vậy: - Bộ truyền bánh răng côn cấp nhanh có: 97 11 1,39.10 1,63.10 HE HO NN=>= > lấy 11HE HO NN= Vậy từ (5) > K HL1 = 1. 96 11 1,39.10 4.10 FE FO NN=>= > lấy 11FE FO NN= Vậy từ (6) > K FL1 = 1. 77 22 33.10 1,39.10 HE HO NN=>= > lấy 22HE HO NN= Vậy từ (5) > K HL2 = 1. 76 22 33.10 4.10 FE FO NN=>= > lấy 22FEFO NN= Vậy từ (6) > K FL2 = 1. - Bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm có: 77 33 33.10 1,19.10 HE HO NN=>= > lấy 33HE HO NN= Vậy từ (5) > K HL3 = 1. 76 33 33.10 4.10 FE FO NN=>= > lấy 33FEFO NN= Vậy từ (6) > K FL3 = 1. 77 44 12.10 0,99.10 HE HO NN=>= > lấy 44HE HO NN= Vậy từ (5) > K HL4 = 1. 76 44 12.10 4.10 FE FO NN=>= > lấy 44FEFO NN= Vậy từ (6) > K FL4 = 1. S H ,S F : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng 6.2, [I] ta có ứng với vật liệu đã chọn thì: S H = 1,1; S F = 1,75 Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy 10 Từ đó ta xác định được sơ bộ ứng suất cho phép của bánh răng. - Bộ truyền bánh răng côn (cấp nhanh): lim1 11 560 [ ] .1 509,09 1,1 o H HHL H K S σ σ === (MPa) lim1 11 441 [ ] .1.1 252 1, 75 o F FFCFL F KK S σ σ === (MPa) lim 2 22 530 [ ] .1 481,82 1,1 o H HHL H K S σ σ === (MPa) lim 2 22 414 [ ] .1.1 236,57 1, 75 o F FFCFL F KK S σ σ === (MPa) Với cấp nhanh, ta sử dụng bộ truyền bánh răng côn răng thẳng. Dù bánh răng côn răng thẳng có khả năng tải nhỏ hơn so với răng không thẳng, làm việc ồn hơn song năng suất chế tạo cao hơn, ít nhạy với sai số chế tạo và lắp ráp. Vì vậy, ứng suất tiếp xúc cho phép là: [ ] [ ] 2 481,82 HH σσ == (MPa).Vì [][] 12HH σσ > . Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [ ] 2 ax 2,8 2,8.450 1260 Hch m σσ === (MPa) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải (vật liệu có HB<350) là: [ ] 11 ax 0,8 0,8.580 464 Fch m σσ == = (MPa) [ ] 22 ax 0,8 0,8.450 360 Fch m σσ === (MPa) - Bộ truyền bánh răng trụ (cấp chậm): lim3 33 500 [] .1454,55 1,1 o H HHL H K S σ σ === (MPa) lim3 33 387 [ ] .1.1 221,14 1, 75 o F FFCFL F KK S σ σ === (MPa) lim 4 44 470 [ ] .1 427, 27 1,1 o H HHL H K S σ σ === (MPa) lim 4 44 360 [ ] .1.1 205,71 1, 75 o F FFCFL F KK S σ σ === (MPa) Với bộ truyền cấp chậm, bánh răng trụ răng nghiêng, thi: - Ứng suất tiếp xúc cho phép là: [][] 34 454,55 427,27 []' 440,91 22 HH H σσ σ + + == = (Mpa) Ta thấy []' H σ thỏa mãn điều kiện: [ ][] 4 min [ ]' 1,25 1,25 HH H σσ σ ≤= - Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [...]... αt = 20,370 Góc ăn khớp αtw = 20,370 25 Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy II Kiểm tra điều kiện bôi trơn và chạm trục 26 X 4 max X 4 min X 2 max 2 min 1 Kiểm tra điều kiện bôi trơn Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục... kích thước bộ truyền bánh răng côn Chi u dài côn ngoài Re = 117,15 Môđun vòng ngoài mte = 2 17 mm mm Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy Chi u rộng vành răng b = 38 mm Tỉ số truyền u = 4,22 Góc nghiêng của răng β=0 Z2 = 114 Số răng bánh răng Z1 = 27 x2 = - 0,35 Hệ số dịch chỉnh chi u cao x1 = 0,35 Theo các công thức trong bảng 6.19, [I] ta tính được: Đường kính chia ngoài de1 = 54... Để tránh cắt chân răng, số răng tối thiểu của bánh răng trụ răng thẳng tương đương với bánh răng côn: ZV 1 ≥ Z min = 17 , trong đó: Z1 Với bánh răng côn răng thẳng: ZV 1 = cosδ1 - Để răng đủ độ bền uốn, thì môđun vòng ngoài: 11 Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy mte ≥ b 10 Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy với b = Kbe.Re Quan tâm tới 2 điểm vừa nêu, ta tiến hành chọn m và Z như sau: Xác định số răng bánh 1 (bánh.. .Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy [σ H ] 'max = 2,8σ ch 4 = 2,8.427, 27 = 1196,36 - Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [σ F 3 ]max = 0,8σ ch3 = 0,8.450 = 360 [σ F 4 ]max = 0,8σ ch 4 = 0,8.340 = 272 Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy (Mpa) (MPa) (MPa) 3 Tính toán truyền động bánh răng côn răng thẳng (cấp nhanh) a) Xác định chi u dài côn ngoài (của bánh côn chủ động, được xác định... răng về quá tải Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v,v…) với hệ số quá tải Kqt = Tmax/T, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là mômen xoắn quá tải Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại Ta có: Kqt = Kbđ = 1,5 24 Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn... 1142 = 117,15 12 (mm) Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện 2.T1 K H u12 + 1 ≤ [σ H ] sau: σ H = Z M Z H Z ε (11) 2 0,85.bd m1.u1 Trong đó: - ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Tra bảng 6.5, [I], vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng... [σ H ]cx Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy Như vậy σ H > [σ H ]cx với chênh lệch không nhiều ( (5 ÷ 10) mm x1 > (5 ÷ 10) mm Ta có: x1 = d ae 2 d 228, 6 79,51 − b sin δ 2 − a 3 = − 38sin 76, 68o − = 37, 57 2 2 2 2 (mm) Vậy x1 > 10 mm nên bánh răng 1 và bánh răng 3 không va chạm vào... tác dụng lên trục 34 Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy Bộ Môn Cơ Sở Thiết Kế Máy - Tính sơ bộ đường kính trục - Định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng - Xác định đường kính và chi u dài các đoạn trục 2.1 Tải trọng tác dụng lên trục Tải trọng chủ yếu tác dụng lên trục là mômen xoắn và các lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền bánh răng, bộ truyền trục vít – bánh vít, lực căng đai,
![- Dựa vào bảng 6.1, [I]: Cơ tính của một số vật liệu chế tạo bánh răng, ta chọn: - Thuyết minh đồ án chi tiết máy](https://media.store123doc.com/figures/002/823/dua-bang-tinh-vat-lieu-che-tao-chon-2823155.png)
![Giá trị của chúng được tra trong bảng 6.2, [I]. Vì ta chọn vật liệu bánh răng là thép 45 thường hóa hay tôi cải thiện nên: - Thuyết minh đồ án chi tiết máy](https://media.store123doc.com/figures/002/823/gia-tri-chung-bang-chon-vat-lieu-thien-2823156.png)
![Từ bảng 6.8, [I]: Trị số tiêu chuẩn của môđun, ta chọn mte theo giá trị tiêu chuẩn m te = 2 - Thuyết minh đồ án chi tiết máy](https://media.store123doc.com/figures/002/823/bang-tri-tieu-chuan-modun-chon-tri-chuan-2823157.png)
![Tra bảng 6.5, [I], vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên chọn Z M = 274 MPa1/3 - Thuyết minh đồ án chi tiết máy](https://media.store123doc.com/figures/002/823/bang-vat-lieu-banh-nho-banh-thep-chon-2823158.png)
![Theo bảng 6.13, [I], do v =3,41 m/s < 4, nên ta chọn cấp chính xác 8. Cũng theo bảng 6.15, [I], ta có: δ H=0,006 - Thuyết minh đồ án chi tiết máy](https://media.store123doc.com/figures/002/823/bang-i-lt-ta-chon-cap-xac-bang-2823159.png)
![Tra bảng 6.21, [I], với các số liệu đã có ⇒ KF β= 1,7 - Thuyết minh đồ án chi tiết máy](https://media.store123doc.com/figures/002/823/tra-bang-i-lieu-kf-v-2823160.png)
![Từ các số liệu trên ta tra bảng 6.18, [I] ta được: 33, 7 - Thuyết minh đồ án chi tiết máy](https://media.store123doc.com/figures/002/823/lieu-ta-tra-bang-i-ta-2823162.png)
![Do mn =2 < 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng 6.16, [I] ta được g o = 73 - Thuyết minh đồ án chi tiết máy](https://media.store123doc.com/figures/002/823/mn-lt-cap-xac-muc-em-tra-bang-2823163.png)
![[ ] τ- ứng suất xoắn cho phép, MPa - Thuyết minh đồ án chi tiết máy](https://media.store123doc.com/figures/002/823/t-ung-suat-xoan-phep-mpa-2823164.png)
![Vì bộ truyền xích có u x= 1,5, loại xích là xích con lăn nên theo bảng 5.4, [I] ta chọn số răng đĩa nhỏ là: Z 1 = 27 răng - Thuyết minh đồ án chi tiết máy](https://media.store123doc.com/figures/002/823/truyen-xich-loai-xich-xich-bang-chon-dia-2823166.png)
![Theo bảng 5.2, [I], với xích con lă n1 dãy cóp = 25,4 mm thì: Q = 56,7 KN = 56700 N - Thuyết minh đồ án chi tiết máy](https://media.store123doc.com/figures/002/823/bang-i-xich-la-day-cop-mm-kn-2823167.png)
![Theo bảng 16-1, [II], do loại máy ta thiết kế là loại máy băng tải, chọn K= 1,5 Thay các số liệu vào (2) ta được: - Thuyết minh đồ án chi tiết máy](https://media.store123doc.com/figures/002/823/bang-loai-thiet-loai-bang-chon-thay-lieu-2823169.png)
![Vì các trục ở đây đều có 2 rãnh then nên theo bảng 10.6, [I] ta có: - Thuyết minh đồ án chi tiết máy](https://media.store123doc.com/figures/002/823/truc-ranh-then-bang-i-ta-2823172.png)
![Kích thước của then bằng được cho trong bảng 9.1a, [I], trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn (công thức tính trong bảng 10.6, [I]) ứng với các tiết diện trục nguy hiểm trên được tính và ghi lại vào bảng dưới đây: - Thuyết minh đồ án chi tiết máy](https://media.store123doc.com/figures/002/823/kich-thuoc-xoan-tiet-dien-truc-hiem-bang-2823173.png)
![Theo bảng 10.12, [I], khi dùng dao phay đĩa, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có σ b=600MPalà Kσ = 1,46 và Kτ = 1,54 - Thuyết minh đồ án chi tiết máy](https://media.store123doc.com/figures/002/823/bang-ung-suat-ranh-ung-vat-lieu-mpala-2823174.png)
![Với đường kính ngõng trục d= 25 mm, chọn sơ bộ ổ cỡ nhẹ 7205 (bảng P2.11, [I]), có: C = 23,90 KN ; - Thuyết minh đồ án chi tiết máy](https://media.store123doc.com/figures/002/823/duong-kinh-ngong-truc-chon-co-nhe-bang-2823176.png)
![Theo bảng 11.4, [I] thì ổ đũa côn có: e= 1,5tgα = 1,5tg13,5o = 0,36 - Lực dọc trục phụ F s do các lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra: - Thuyết minh đồ án chi tiết máy](https://media.store123doc.com/figures/002/823/bang-luc-doc-truc-phu-luc-huong-dung-2823177.png)
![Theo bảng 11.4, [I] thì ổ đũa côn có: e= 1,5tgα = 1,5tg13,5o = 0,36 - Lực dọc trục phụ F s do các lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra: - Thuyết minh đồ án chi tiết máy](https://media.store123doc.com/figures/002/823/bang-luc-doc-truc-phu-luc-huong-dung-2823178.png)
![Theo bảng 11.4, [I] thì ổ đũa côn có: e= 1,5tgα = 1,5tg14,33o = 0,38 - Lực dọc trục phụ F s do các lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra: - Thuyết minh đồ án chi tiết máy](https://media.store123doc.com/figures/002/823/bang-luc-doc-truc-phu-luc-huong-dung-2823179.png)
![Với đường kính ngõng trục d= 40 mm, cũng sơ bộ chọn ổ cỡ nhẹ 7208 (bảng P2.11, [I]), có: C = 42,4 KN ; - Thuyết minh đồ án chi tiết máy](https://media.store123doc.com/figures/002/823/duong-kinh-ngong-truc-chon-co-nhe-bang-2823180.png)
![Theo bảng 16-10a, [II], ta có kích thước cơ bản của vòng đàn hồi (mm): d c d1 D2 l l1 l2l3h - Thuyết minh đồ án chi tiết máy](https://media.store123doc.com/figures/002/823/bang-ii-kich-thuoc-vong-dan-hoi-d-2823181.png)
