ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP.HCM TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA KỸ THUẬT GIAO THÔNG ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH SVTH: PHẠM ĐÀM ANH TUẤN MSSV: G0903121 LỚP: GT09OTO2 TPHCM, THÁNG NĂM 2012 MỤC LỤC LỜI NÓI ĐẦU Tính toán thiết kế hệ dẫn động khí yêu cầu thiếu kỹ sư ngành khí, nhằm cung cấp kiến thức sở máy kết cấu máy Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, sinh viên hệ thống lại kiến thức học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo tiêu chủ yếu khả làm việc , thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung bệ máy , chọn cấp xác, lắp ghép phương pháp trình bày vẽ, cung cấp nhiều số liệu phương pháp tính, dung sai lắp ghép số liệu tra cứu khác Do thiết kế đồ án chi tiết máy phải tham khảo giáo trình Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động khí, Dung sai lắp ghép, Nguyên lý máy bước giúp sinh viên làm quen với công việc thiết kế nghề nghiệp sau Nhiệm vụ em thiết kế hệ dẫn động thùng trộn gồm có hộp giảm tốc bánh trụ hai cấp đồng trục truyền xích Hệ dẫn động động điện thông qua khớp nối, hộp giảm tốc truyền xích để truyền động đến thùng trộn Đề số 4:THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN Phương án :7 Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm: 1- động điện pha không đồng bộ; 2nối trục đàn hồi; 3- hộp giảm tốc bánh trụ hai cấp đồng trục; 4- truyền xích ống lăn; 5- thùng trộn Số liệu thiết kế: Công suất trục thùng trộn, P=9,5 (kw) Số vòng quay trục thùng trộn, n=42(v/p) Thời gian phục vụ, L=6 năm Quay chiều, làm việc ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 250 ngày, ca làm việc giờ) Chế độ tải: T1= T ; T2= 0,7T t1= 36 giây ; t2 =15 giây Yêu cầu: 01 thuyết minh 01 vẽ lắp a0 01 vẽ chi tiết Nội dung thuyết minh: Xác định công suất động phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động Tính toán thiết kế chi tiết máy: a Tính toán truyền hở (đai xích) b Tính truyền hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít) c Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên truyền tính giá trị lực d Tính toán thiết kế trục then e Chọn ổ lăn nối trục f Chọn thân máy, bulông chi tiết phụ khác Chọn dung sai lắp ghép Tài liệu tham khảo PHẦN I:CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN: Xác định công suất động cơ: Vì tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có công suất động cơ: n Ptd =Pmax T ( i ) t i ∑ i=1 Tmax n ti ∑ i=1 =9,5 12 36+0,7 15 =8,7586(kW) 36+15 Theo công thức (2.14) trang 20Sách tính tóan thiết kế dẫn động khí Trịnh Chất – Lê Văn Uyển( [I] ) Hiệu suất chung hệ thống: ηc = η x ηbrn ηbrc ηol4 ηkn ( theo công thức (2.9) trang 20 [I]) Từ bảng 2.3 trang 19 [I] ta có: ηkn = 0,96 Hiệu suất khớp nối ổ lăn Hiệu suất Hiệu suất truyền xích ηol = 0,99 ống lăn Hiệu suất cặp bánh trụ nghiêng Suy ηc = 0,95.0,96 0,99 0,96 = 0,8074 η x = 0,95 ηbrn = 0,96 Công suất cần thiết trục động điện: Pct = Ptd 8, 7586 = = 10,8479 ( KW ) ηc 0,8074 ( theo công thức (2.8) trang 20 [I]) Chọn động cơ: Dựa vào bảng 2.4 trang 21 [I] : Chọn tỷ số truyền truyền xích u x = , chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc uh = 11 tỉ số truyền chung : ut = 3.11 = 33 Số vòng quay trục công tác : n = 42 vòng/phút Số vòng quay sơ động : nsb = 42.33 = 1386 (vòng/phút) Động chọn phải có công suất Pđc số vòng quay đồng thỏa điều kiện : P đc ≥ Pct nđb> nsb Dựa vào bảng P1.3 trang 236 [I] : Ta chọn động cơ4A160S4Y3, Pdc=15 kW, ndb= 1460vg/ph I.2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC CẤP ĐỒNG TRỤC: Tỷ số truyền Tỷ số truyền chung hệ thống: ut = u x ugt = ndc 1460 = = 34, 76 nt 42 Đối với hộp giảm tốc đồng trục ta dùng cách phân uh cho cấp theo công thức: uI = uII = uh = 11 = 3,32  Tỷ số truyền truyền xích : ux = ut 34, 76 = = 3,16 uh 11 Công suất,moment số vòng quay trục: Công suất: Pmax = 9,5 ( kW ) Pmax 9,5 = = 10,1(kW ) nol nx 0,99.0,95 P 10,1 PII = ΙΙΙ = = 10,63(kW ) nbr nol 0,96.0,99 P 10,63 PI = ΙΙ = = 11,18(kW ) nbr nol 0,96.0,99 P 11,18 Pdc = Ι = = 11, 65 (kW ) nkn 0,96 PIII = Số vòng quay: ndc = 1460(v / p) nI = ndc = 1460(v / p) n 1460 nII = I = = 440(v / p) uI 3,32 n 440 nIII = II = = 133(v / p) uII 3,32 nlv = nIII 133 = = 42(v / p) u x 3,16 Moment: T1 = 9,55.106.PI 9,55.106.11,18 = = 73129( Nmm) nI 1460 T2 = 9,55.106.PII 9,55.106.10,63 = = 230719( Nmm) nII 440 T3 = 9,55.106.PIII 9,55.106.10,1 = = 725226( Nmm) nIII 133 9,55.106.Pmax 9,55.106.9,5 Tlv = = = 2160119( Nmm) nlv 42 Bảng thông số chung : Trục Thông số Công suất P(kW) Tỷ số truyền u Số vòng quay n(v/p) Moment T(Nmm) Động Trục 11,65 11,18 1460 Trục 10,63 3,32 1460 73129 3,16 133 725226 PHẦN II:TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY A/ TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH Số liệu tính toán : Công suất 10,1 kW Số vòng quay bánh dẫn 133 v/p tải 9,5 10,1 3,32 440 230719 Trục băng Trục 42 2160119 Tỉ số truyền 3,16 Điều kiện làm việc - Quay chiều , làm viêc ca - Tải va đập nhẹ , bôi trơn nhỏ giọt - Trục đĩa xích điều chỉnh Tính toán thiết kế : 1) Chọn loại xích ống lăn badãy 2) Số đĩa xích dẫn: Z1 = 29 − 2.u x = 29 − 2.3,16 = 22, 68 > 19 Chọn Z1 số nguyên lẻ nên Z1=23 (răng)   Z = u x Z1 = 3,16.23 = 72,68 Chọn Z = 72 < Z max = 120 ( theo công thức (5.1) trang 80[I]) 3) Hệ số điều kiện sử dụng xích: Theo công thức (5.22) trang 181 sách Chi Tiết Máy – Nguyễn Hữu Lộc [III] K = Kr Ka Ko Kdc Kb Klv Kr =1,2 Hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ Ka =1 Hệ số ảnh hưởng khỏang cách trục với a=(30 ÷50)pc K0 =1 Hệ số ảnh hưởng bố trí truyền ứng với truyền nằm ngang Kdc =1 Hệ số ảnh hưởng khả điều chỉnh lực căng xích Kb =1 Hệ số điều kiện bôi trơn , bôi trơn nhỏ giọt Klv =1,12 Hệ số làm việc ứng với làm việc ca Nên K = Kr Ka Ko Kdc Kb Klv =1,344 Kn = n01 200 = = 1,5 n1 133 Kz = 25 25 = = 1, 09 Z1 23 Ta có hệ số vòng quay Với n01= 200 tra từ bảng 5.5 trang 81 [ I ] Và hệ số đĩa xích : Hệ số xét đến dãy xích ứng với xích dãy : Kx = 2,5 4) Công suất tính toán : Pt = K K n K z P 1,344.1,5.1, 09.10,1 = = 8,9( kW ) Kx 2,5 Theo bảng 5.5 trang 81 [ I ] ứng với công suất cho phép [P] > Pt Số vòng quay thực nghiệm n01= 200 (v/p) nên bước xích pc= 25,4(mm) 5) Kiểm tra số vòng quay tới hạn: ứng với bước xích pc=25,4mm Tra từ bảng 5.8 trang 83 [I] ta có ntới hạn = 800(v/p) > nbộ truyền = 133 (v/p) Ta thấy bước xích vừa chọn thỏa mãn 6) Kiểm nghiệm bước xíchtheo công thức 5.26 trang 183 [III] pc ≥ 600 P.K Z1.n1[ Po].K x Tra bảng 5.3 trang 181 [III] , ta chọn [P0] = 30 ( MPa ) pc ≥ 600 Suy 10,1.1,344 = 23, 4(mm) 23.133.30.2,5 Nên bước xích chọn pc=25,4 mm thỏa mãn điều kiện 7) Tính toán thông số truyền xích vừa chọn : o Vận tốc trung bình xích : v= n1 pc Z1 133.25, 4.23 = = 1,3( m / s) 60000 60000 Ft = 1000.P 1000.10,1 = = 7769, 23( N ) v 1,3 o Lực vòng có ích : o Chọn khỏang cách trục sơ : Theo công thức 5.11 trang 84 [I] , a = (30 50) pc Nên chọn a = 40.pc = 40.25,4 = 1016 (mm) o Số mắt xích : (theo công thức 5.12 trang 85 [I]) 2 2a Z1 + Z  Z − Z1  pc 23 + 72  72 − 23  X= + + + ÷ = 2.40 + ÷ = 129, 02( mm) pc 2  2π  a  2π  40 Ta chọn X = 130 mắt xích Chiều dài xích :(theo công thức 5.8 trang 175 [III]) Ta có L = X.pc = 130.25,4 = 3302 (mm) Ta tính khỏang cách trục xác (theo công thức 5.13 trang 85 o [I]) 2   Z1 + Z Z1 + Z    Z − Z1    a = pc 0, 25 X − + X − ÷ − 8 ÷ 2     2π     2   23 + 72 23 + 72    72 − 23   a = 25, 4.0, 25 130 − + 130 − − ÷  ÷ = 1028, mm 2  2π        Và để truyền xích làm việc bình thường ta giảm khỏang cách trục xuống đọan ∆a = (0, 002 ÷ 0, 004) a Do ta có khỏang cách trục tính tóan : a = 1028, 7.(1 − 0, 003) = 1025, 6(mm) Lực tác dụng lên trục : Frx= Km Ft = 1,15.7769,23 = 8934,6(N) Theo công thức 5.20 trang 88[I] Km=1,15 hệ số trọng lượng xích ứng với truyền xích nằm ngang o o Đường kính đĩa xích : ( theo công thức 5.17 trang 86 [I] )  Bánh dẫn : d1 =  pc 25, = = 186,5(mm) π π sin( ) sin( ) Z1 23 Bánh bị dẫn : d2 = pc 25, = = 582,3( mm) π π sin( ) sin( ) Z2 72 8) Kiểm nghiệm số lần xích va đập giây : Theo công thức 5.14 bảng 5.9 trang 85 [I], ta có : i= Z1.n1 23.133 = = 1, < [i ] = 25 15 X 15.130 ( thỏa điều kiện ) 9) Kiểm tra xích theo hệ số an tòan : Theo công thức 5.15 trang 85 [I] , ta có : s= Q ≥ [ s] kđ Ft + Fv + Fo Trong : o Q= 170,1kN – tải trọng phá hủy cho phép xích ( tra bảng 5.2 trang 78 [I] ) k ≈1 o Ft= 7769,23 N - lực nhánh căng , d 2 o Fv= qm.v = 7,5.1,3 = 12,7(N) Với qm = 7,5 (kg/m) – khối lượng 1m xích ( tra bảng 5.2 trang 78 [I] ) o F0 -lực căng ban đầu F0 = Kf a qm g= 6.1,0256.7,5.9,81= 452,8 (N) (Theo công thức 5.16 trang 85 [I] ) Với Kf = hệ số phụ thuộc độ võng xích xích nằm ngang o [s] = 8,2 – hệ số an tòan cho phép (tra bảng 5.10 trang 86 [I]) Q 170100 = = 20,7 ≥ [ s ] = 8,5 kđ Ft + Fv + Fo 7769, 23 + 12,7 + 452,8 s=  Suy Thỏa điều kiện B/ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ BÁNH RĂNG CỦA HỘP GIẢM TỐC Số liệu thiết kế : Chế độ tải Điều kiện làm việc T1=T T2=0,7T t1=36s t2=15s - Quay chiều , làm viêc ca - năm làm việc 250 ngày,1 ca làm việc - Tải va đập nhẹ Tính tóan thiết kế : 1) B.1CHỌN VẬT LIỆU VÀ TÍNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP: Chọn vật liệu : Do yêu cầu đặc biệt theo quan điểm thống hóa thiết kế ,theo bảng 6.1 trang 92 [I], ta chọn vật liệu cấp bánh sau: Thép 45 cải thiện Độ rắn HBI = 241÷285 σbI = 850MPa σchI = 580MPa Thép 45X cải thiện Độ rắn HBII = 192÷240 σbII = 750MPa σchII = 450MPa Bánh nhỏ Bánh lớn Phân tỉ số truyền Uh =11 ,ta u1=u2=3,32 2) Xác định ứng suất tiếp xúc : - Chọn độ rắn bánh nhỏ : HBI = 250 - Chọn độ rắn bánh lớn : HBII = 210 Theo bảng 6.2 trang 94 [I] : σ Ho lim = HB + 70 S H = 1,1 σ Fo lim = 1,8HB S F = 1, 75 Bánh nhỏ : σ Ho lim1 = 2.250 + 70 = 570 ( MPa ) σ Fo lim1 = 1,8.250 = 450 ( MPa ) Trục Vị trí (mm) Chi tiết lắp vào ) ) ) d A 25 Nối trục 33,75 C 30 Bánh 40,5 F 42 Bánh 12 11 5,5 56,7 G 42 Bánh 12 11 5,5 56,7 N 65 Bánh 18 11 87,75 Q 50 Đĩa xích 14 5,5 67,5 Moment cản uốn Moment cản xoắn Trục Vị trí nguy hiểm π d bt (d − t ) W= − 32 d ( mm ) C W=1929,7 mm3 W0=4580,4 mm3 G W=5180 mm3 W0=12453,6 mm3 N W=20440,3 mm3 W0=47401,5mm3 π d bt (d − t ) − 16 d ( mm ) W0 = Kiểm nghiệm hệ số an toàn : • Trục Đường kính d vị trí nguy hiểm trục điểm C nên ta có : ε σ = 0, 88 Hệ số kích thước ετ = 0,81 (dựa vào bảng 10.10 trang 198 [I]) Theo công thức 10.22 trang 196 [I], ta có: Mj M x2 + M y2 24200,162 + 42546, 42 = 25, W W 1929, Theo công thức 10.23 trang 196 [I], ta có: σa = τa = T 2W0 j = = 73129 2.4580, = =8 Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn ứng suất xoắn: Theo công thức 10.20 trang 195 [I], ta có: σ −1 Sσ = Kσ σ a ε σ β 270 = 1, 75.25, + ψ σ σ m = 9,1 + 0, 05.0 0, 88.1, Theo công thức 10.21 trang 195 [I], ta có: τ −1 150 Sτ = = = 17, Kτ τ a 1, 5.8 +0 + ψ τ τ m 0, 81.1, ε τ β Theo công thức 10.19 trang 195 [I], ta có: S τ S σ S = Sτ + S σ  17, 2.9,1 = 17, 2 + 9,1 = 8, 04 thỏa điều kiện bền mỏi • Trục Đường kính d vị trí nguy hiểm trục điểm G nên ta có : ε σ = 0,81 Hệ số kích thước ετ = 0, 76 (dựa vào bảng 10.10 trang 198 [I]) Theo công thức 10.22 trang 196 [I], ta có: Mj M x2 + M y2 331130, + 304871,52 = 87 W W 5180 Theo công thức 10.23 trang 196 [I], ta có: σa = τa = T 2W0 j = = 230719 = = 9, 2.12453, Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn ứng suất xoắn: Theo công thức 10.20 trang 195 [I], ta có: Sσ = σ −1 Kσ σ a ε σ β = + ψ σ σ m 270 1, 75.87 0, 81.1, = 2, + 0, 05.0 Theo công thức 10.21 trang 195 [I], ta có: τ −1 150 Sτ = = = 14 Kτ τ a 1, 5.9, +0 + ψ τ τ m 0, 76.1, ε τ β Theo công thức 10.19 trang 195 [I], ta có: S = S τ S σ = Sτ + Sσ  14.2, 14 + 2, 2 = 2, thỏa điều kiện bền mỏi • Trục Đường kính d vị trí nguy hiểm trục điểm N nên ta có : ε σ = 0, 76 Hệ số kích thước ετ = 0, 73 (dựa vào bảng 10.10 trang 198 [I]) σa = τa = Mj W T 2W0 j M +M x = = W 725226 2.47401, y = 5557312 + 487662,07 = 36, 20440,3 = 7, Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn ứng suất xoắn: Theo công thức 10.20 trang 195 [I], ta có: Sσ = σ −1 K σ σ a ε σ β = + ψ σ σ m 270 1, 75.36, 0, 76.1, = 5, + 0, 05.0 Theo công thức 10.21 trang 195 [I], ta có: τ −1 150 Sτ = = = 16, Kτ τ a 1, 5.7, +0 + ψ τ τ m 0, 73.1, ε τ β Theo công thức 10.19 trang 195 [I], ta có: S = S τ S σ = Sτ + S σ 2 16, 3.5, 16,3 + 5,5 2 = 5, thỏa điều kiện bền mỏi Kết kiểm nghiệm hệ số an toàn cho thấy đoạn trục thỏa mãn hệ số an toàn kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi Kiểm nghiệm then: Ta kiểm nghiệm điều kiện bền dập bền cắt then bằng: - Với tiết diện trục dùng mối ghép then ta cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép độ bền dập bền cát theo công thức: 2T σd = ≤ [σ d ] d lt ( h − t1 )  τc = - 2T d lt b ≤ [τ c ] [σ ] d =100MPa ứng suất dập cho phép tra bảng 9.5 trang 178 Trong [I] [τ ] = 40 ÷ 60 Mpa ứng suất cắt cho phép c Trục 1: T1= 73129Nmm Dựa vào bảng 10.16 trang 209 [I], ta có : d • b(mm Chọn Then h(mm t1(mm Lt=1,35 Trục Vị trí (mm) Chi tiết lắp vào ) ) ) d A 25 Nối trục 33,75 C 30 Bánh 40,5 σd = Vậy then tiết diện nguy hiểm C có 2T = 40,1 ≤ [σ d ] d lt ( h − t1 ) 2T = 15, 04 ≤ [τ c ] d lt b • Trục : T2= 230719 Nmm Dựa vào bảng 10.16 trang 209 [I], ta có : d τc = Trục Chọn Then Vị trí (mm) Chi tiết lắp vào b(mm ) h(mm ) F 42 Bánh 12 11 5,5 56,7 G 42 Bánh 12 11 5,5 56,7 σd = Vậy then tiết diện nguy hiểm G có 2T t1(mm) lt=1,35d = 35, ≤ [σ d ] d lt ( h − t1 ) 2T = 16,1 ≤ [τ c ] d lt b • Trục : T3= 725226 Nmm Dựa vào bảng 10.16 trang 209 [I], ta có : d τc = Trục Chọn Then Vị trí (mm) Chi tiết lắp vào b(mm ) h(mm ) N 65 Bánh 18 11 87,75 Q 50 Đĩa xích 14 5,5 67,5 σd = Vậy then tiết diện nguy hiểm N có τc = 2T d lt ( h − t1 ) 2T = 14,1 ≤ [τ c ] d lt b t1(mm) lt=1,35d = 63, ≤ [σ d ] E/TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC ĐÀN HỒI TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN Trục I Lực dọc trục : Fa1 =369,6 N Lực tác dụng lên ổ : 2 FrB = RBx + RBy = 244, 04 + 52, 2 = 249,6(N) 2 FrD = RDx + RDy = 787,92 + 448,12 = 906, 4( N ) Tính tóan dựa vào FrD - Ta chọn ổ bi đỡ chặncỡ trung hẹp ký hiệu 46305 có D = 52mm , b = 15 mm, r = 1,5 mm, r1 = 0,5 mm , C = 12,4 kN, C0 = 8,5 kN, (dựa vào phụ lục P2.12 trang 264 [I]) a) Kiểm nghiệm khả tải động ổ: - Lực dọc trục lực hướng tâm sinh : Si= eFri Fa 369, = = 0, 04 C0 8500 nên chọn e = 0,37 ( Tra bảng 11.4 trang 216 [I] ) Lực dọc trục tác dụng vào ổ thứ i : SB = e.FrB=0,37 249,6= 92,4 (N) SD = e.FrD = 0,37 906,4 = 335,4 (N) Dựa vào bảng 11.5 trang 218 [I] FaB = SB = 92,4 (N) FaD = SB+ Fa = 92,4+369,6=462 ( N ) Ta chọn ổ theo ổ bên phải tải trọng tác dụng lớn Ổ bi có vòng quay nên V=1( trang 214 [I]) Ta có: FaD 462 = = 0,5 VFrD 1.906, >e Tra bảng 11.4 trang 215 [I], ta X = 0,45 ; Y = 1,46 - Ta tính tải trọng tác dụng lên ổ: QD = ( XVFrD + YFaD )KtKđ = (0,45.1.906,4+1,46.462).1.1=1082,4 (N) Với Kt– hệ số ảnh hưởng đến nhiệt độ ,Kt=1 Kđ– hệ số kể đến đặc tính tải trọng , trị số K đ cho bảng 11.3 trang 215 [I] , ta chọn Kđ=1 Tải trọng tương đương tác dụng :(công thức 11.12 trang 219 [I] ) QE = m ∑Q m i i =1 Li ∑L i =1 i m  T  = QD m  i ÷  Tmax  Li 36 15 =1082,4 13 + 0, 51 51 ∑ Li => QE = 1007,6 (N) - Theo khả tải động ổ, từ công thức 11.17 trang220 [I] , ta có : m Ctt = QE L - Do để đảm bảo tính làm việc ổ lăn nên năm ta thay ổ lăn lần  Lh = 2.16.250 = 8000 (h) L = 60.n.10-6.Lh = 60.1460.10-6.8000 = 700,8 (triệu vòng quay) ⇒ Ctt = 1007, 700,8 = 8949,9 < C = 12400(N) → Như ổ chọn đảm bảo khả tải động b) Kiểm nghiệm theo khả tải tĩnh: - Điều kiện : Qt C0( theo 11.18 trang 221 [I]) Với C0- khả tải tĩnh, - Từ bảng 11.6 trang 221 [I] ta có hệ số : X0 = 0,5 ; Y0 = 0,47 - Qt giá trị lớn hai giá trị sau : Qt = X0FrD + Y0FaD = 0,5.906,4 + 0,47.462= 670,34 (N) Qt = FrD = 906,4 (N) Chọn Qt= 906,4 (N) Do Qt[...]... cos β cos (16, 30 ) Z v 3 = 42 Z4 123 Zv4 = = = 139,1 3 3 0 Z = 139 (răng) cos β cos (16,3 ) => v 4 Zv3 = Từ bảng 6.18 trang 109 [I] ta có: Đối với bánh dẫn: YF3 = 3,7 Đối với bánh bị dẫn: YF4 = 3,6 Từ bảng 6.7 trang 98 [I] (sơ đồ 4): KFβ = 1,23 Từ bảng 6.14 trang 107 [I] ta có : KFα = 1,37 Từ bảng 6.15, 6.16 trang 107 [I] ta có:δF = 0,006 và go = 73 Yε Yβ Yε = - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :... nên bánh răng thiết kế thoả điều kiện tiếp xúc Vì 6) 2TI K H ( u1m + 1) 2 × 73129 ×1, 7 × ( 3,32 + 1) = 274 ×1, 7 × 0, 77 × 2 bwu1m d w1 75 × 3,32 ×115, 7 2 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Theo công thức 6.43 trang 108 [I] : σF = 2.YF TI K F β K FV K Fα Yε Yβ d w1.bw m Bảng 6.7 trang 98 [I] (sơ đồ 5)với KFβ =1,12 ψbd =0,7 Bảng 6.14 trang 107 [I] cấp chính KFα = 1,37 xác là 8, v< 10 m/s δF = 0,006 Bảng... Nmm) 2 2 Trục 3 : M4 = Fa4 d w4 Fa3 d w3 u = = M 3 u = 212072,3.3,32 = 704080, 036( Nmm) 2 2 Sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền : D/ TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ 3 TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC TÍNH VÀ CHỌN THEN TRÊN 3 TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC C.IChọn vật liệu : 1/Chọn vật liệu trục và ứng suất cho phép [ τ ] Chi tiết thiết kế thuộc hộp giảm tốc không có yêu cầu đặc biệt chịu tải trọng trung bình nên tachọn vật liệu... lực: Bánh dẫn cấp chậm : • Lực vòng: Ft 3 = • 2.T3 2.725226 = = 12536,3 ( N ) dw 115, 7 Lực hướng tâm: Fr 3 = Ft 3 1) tgα tw tg 20,80 = 12536, 3 = 4961,5 ( N ) cos β cos16,30 B.3 TÍNH TOÁN CẤP NHANH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG Số liệu : Công suất P = 11,18 kW Số vòng quay bánh dẫn n1=1460 v/p Moment xoắn TI = 73129 Nmm Tỷ số truyền uI = 3,32 Tuổi thọ L = 6 năm Chọn vật liệu chế tạo bánh răng... 0,53.0,3.(3,32+1) = 0,7 Từ bảng 6.7 trang 98 [I] , ta có KHβ = 1,05 Theo công thức 6.40 trang 106 [I],ta có vận tốc vòng Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : d w1 = v= π d w1.nI 6.104 2.aw 2.250 = = 115, 7( mm) u1m + 1 3,32 + 1 (theo công thức ở bảng 6.11 trang 104 [I] ) Nên v= π 115, 7.1460 = 8,8 ( m / s ) 6.104 Từ bảng 6.13 trang 106 [I] với v< 15 ta chọn cấp chính xác là 8 Từ bảng 6.14 trang 107 [I] ta... trọng trên chiều rộng răng Từ bảng 6.7 trang 98 [I] , ta có KHβ = 1,11 Theo công thức 6.40 trang 106 [I],ta có vận tốc vòng Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : dw = v= π d w nIII 6.104 2.aw 2.250 = = 115, 7 (mm) u2 m + 1 3, 32 + 1 (theo công thức ở bảng 6.11 trang 104 [I] ) Nên v= π 115, 7.133 = 0,8 ( m / s ) 6.104 Từ bảng 6.13 trang 106 [I] với v ZV 2 = 139 (răng) Từ bảng 6.18 trang 109 [I] ta có: Đối với bánh dẫn: YF1 = 3,7 Đối với bánh bị dẫn: YF2 = 3,6 σ F1 =  2 × 3, 65 × 73129 ×1,12 × 2 × 1,37 × 0, 6 × 0,88 = 33, 2 ( MPa ) 115, 7 × 75 × 3 YF 1 3, 7 = 33, 2 = 34,1( MPa ) YF 2 3, 6 σ F 2 = σ F1  σ F1 < [ σ F1 ]  σ F 2