ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 1 PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CHƯƠNGI: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN - Để chọn động cơ cho bộ truyền trước hết ta phải tính công suất cần thiết Ta có công thức: N ct = η N Trong đó: N ct : Công suất cần thiết N: Công suất trục của tải η: hiệu suất chung - Hiệu suất chung được tính theo công thức: η = η nt x η 3 BR x η x x η 4 ổ Trong đó: η nt : hiệu suất khớp nối η br : hiệu suất bộ truyền bánh răng η x : hiệu suất bộ truyền xích η ổ : hiệu suất 1 cặp ổ lăn - Theo bảng (2-1) trang 27 sách TKCTM Chọn: η nt = 1 η br = 0,98 η x = 0,92 η ổ = 0,994 - Vậy hiệu suất chung là: η = 1 x 0,98 3 x 0,92 x 0,994 4 =0,845 + Công suất cần thiết: N ct = η N = 3, 3 0,845 = 3,9 (Kw) - Theo bảng 2P trang 322 sách TKCTM ta chọn động cơ che kín có quạt gió loại A02 (AOπ 2) kiểu A02-41-4 có công suất động cơ N đc = 4 Kw và số vòng quayN đc= 1450 v/phút. - Hiệu suất 86%. CHƯƠNGII: PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN I. Tính tỉ số truyền chung: Ta có: i c = dc n n Trong đó: n đc = 1450 v/p số vòng quay động cơ n = 50 v/p số vòng quay của trục công tác Vậy i c = n n dc = 1450 50 = 29 Với i c = i h x i x Trong đó: i h : tỉ số truyền của các bộ truyền bánh răng trong hộp ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 2 i x : tỉ số truyền của bộ truyền xích - Theo bảng 2-2 trang 32 sách TKCTM ta chọn i x = 3 i h = i nh x i ch I h = x c i i = 29 3 =9,66 - Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương pháp ngâm dầu nên ta chọn i nh = (1,2 ÷1,3).i ch ⇒ I h = 1,2 x i 2 ch ⇒ i ch = 9,66 1, 2 1.2 b i = = 2,84 ⇒ I nh = b ch i i = 9,66 2,84 = 3,41 + Kiểm tra: i c = i nh x i ch x i x = 3 x 2.3,41 x 2,842 = 29,05 II.Tính tốc độ, công suất, và momen xoắn của các trục * Trục I: n 1 =n đc =1450 (v/p) N 1 = N dc x η nt x η ổ =3.88 x 0.994 x 1 =3.88 (kw) * Trục II: n 2 = 1450 425,2 3, 41 dc nh n i == (v/p) N 2 = N 1 x η ổ x η br = 3,88 x 0,994 x 0,98= 3,78 (KW) * Trục III n 3 = 2 425,2 149,7 2,84 ch n i == (v/p) N 3 = N 2 x η ổ x η br 2 = 3,78 x 0.994 x 0,98 2 = 3,61 (KW) * Trục IV: n 4 = 3 149,7 49,9 3 x n i == (v/p) N 4 = N 3 x η ổ x η x = 3,61x 0,994 x 0,92 = 3,3(KW) Bảng hệ thống số liệu tính được: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 3 Trục Động cơ I II III IV i i nt = 1 i nh =3,41 i ch =2,84 i x =3 n (v/p) 1450 1450 425,2 149.7 49,9 N (KW) 3,9 3,88 3,78 3,61 3,3 M x 25686,2 25554,5 84898,9 230297,3 631563,1 Phần 2: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN CHƯƠNG I: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH I.Thiết kế bộ truyền xích ¾ Với công suất N 3 = 3,61( KW) ¾ Vận tốc quay trục động cơ n 1 = 1450 (v/p) ¾ Tỉ số truyền của xích i x = 3 ¾ Số vòng quay trục dẫn đến trục xích n 2 = 425,2(v/p) II. Chọn loại xích Chọn ống xích con lăn vì giá thành rẻ hơn và thông dụng hơn, và bộ truyền không yêu cầu làm việc êm. * Ta có tỉ số truyền xích i x = 3 Theo bảng (6-3) trang 105 sách TKCTM chọn số răng đĩa dẫn z 1 = 24 -Số răng đĩa dẫn z 2 được tính theo công thức (6-5) trang 105 z 2 = i.z 1 =3 x 24 = 72 răng III. Tính bước xích t - Sử dụng công thức (6-6) trang 105 K= K đ . K A . K O . K đc . K b . K C +Trong đó: K đ =1 tải trọng êm K A = 1 hệ số xét đến chiều dài xích Chọn A= (30 ÷50).t K O = 1 hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực K đc = 1 hệ số xét đến khả năng điều chỉnh trục. K b = 1,5 hệ số xét đếnđiều kiện bôi trơn chọn bôi trơn định kì. K C = 1,25 hệ số xét đến chế độ làm việc bộ truyền làm việc 2 ca. Vậy K = 1 x 1 x 1 x 1 x 1.5 x 1.25 = 1,875 * Xác định công thức tính tốn bộ truyền xích theo công thức (6-7) trang 106 N t = K . K Z . K n . N + Trong đó: K Z :hệ số răng đĩa dẫn K n :hệ số vòng quay đĩa dẫn N: công suất danh nghĩa Z 01 : số răng đĩa dẫn cơ sở Z 01 =25 n 01 = số vòng quay đĩa dẫn bộ truyền cơ sở theo bảng (6-4). Chọn n 01 = 200 K Z = 01 1 25 1 25 Z Z == ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 4 K Z = 01 3 400 2.35 169.7 n n == Vậy N t = K x K Z x K n x N 3 =2.0625 x 1 x 2.35 x 3.1 = 15 KW * Theo bảng (6-4) trang 106 sách TKCTM với n 01 =200 v/p Để giảm tải trọng va đập chọn xích ống con lăn 2 dãy có bước xích t = 19,05 Diện tích bản lề F = 105,8 (mm 2 ) * Theo bảng (6-1) trang 103 sách TKCTM tìm được kích thước chủ yếu của xích - Tải trọng phá hỏng: Q = 25000 N - Khối lượng 1 m xích q = 1,25 Kg - Theo bảng (6-5) trang 107. Số vòng quay giới hạn của đĩa dẫn có thể n gh = 1500 v/p mà n 1 =149.7 vậy thảo điều hiện n 1 < n gh IV. Định khoảng cách trục A và số mắc xích x Số mắc xích được tính theo công thức: Chọn sơ bộ A = 40.t = 40 x 25.4 = 1016 mm Tính số mắc xích theo công thức (6-4) trang 102 X = 2 12 21 2 () 22 ZZ ZZ A t tA π +− ++ = 2 25 80 2 1016 80 25 25.4 133,38 2 25.4 2 3,14 1016 +× − ⎛⎞ ++ ×= ⎜⎟ × ⎝⎠ mắt Chọn số mắc xích là: X = 134 Kiểm nghiệm số lần va đập trong một giây theo công thức (6-16) u= ]u[ X Zn L V. ≤ × × = 15 4 13 = 24 149.7 1, 79 15 134 × = × Z 1 : số răng đĩa dẫn n 3 : số vòng quay trong 1 phút của đĩa dẫn Theo (6-7) số lần va đập cho phép trong một giây [u] = 35 cho nên điều kiện u ≤ [u] được thỗ * Tính chính xác khoảng cách trục A theo số mắc xích theo công thức (6-3) A = ⎥ ⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎢ ⎣ ⎡ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛ π − − ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛ + −+ + − 2 12 2 2121 2 8 224 ZZZZ X ZZ X t = 22 19,05 2472 2472 7224 134 134 8 4 2 2 2 3.14 ⎡ ⎤ ++− ⎛⎞⎛⎞ ⎢ ⎥ −+− − ⎜⎟⎜⎟ × ⎢ ⎥ ⎝⎠⎝⎠ ⎣ ⎦ = 806 mm * Để đảm bảo độ võng bình thường giảm khoảng cách trục một khoảng: ΔA = 0,003A ≈ 2,42 mm V. Tính đường kính vòng chia trên đĩa xích theo bảng (6-1) đĩa dẫn: d c1 = 1 0 180 Z sin t = 0 19,05 146 180 sin 24 = mm đĩa bị dẫn: d c2 = 0 19,05 437 180 sin 72 mm= ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 5 VI. Tính lực tác dụng lên trục lắp đĩa xích theo công thức (6-17) R ≈ K t x P = 31 7 106 ntZ NK t ×× ××× Trong đó: K t : hệ số xét đến tác dụng của trọng lượng xích lên trục chọn K t = 1,15 R= 7 610 1,153,61 3639,4 24 19,05 149.7 ×× × = ×× N VII. Tính chiều dài xích L = X × t = 134 x 19,05 = 2552,7 mm CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG I. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng của cấp nhanh trong hộp giảm tốc theo số liệu sau: - Số vòng quay trong 1 phút của trục dẫn n 1 =1450 v/p, bộ truyền quay 1 chiều. - Yêu cầu làm việc trong 5 năm. - Mỗi năm 300 ngày làm việc - Mỗi ngày 2 ca - Tải trọng tĩnh 1. Chọn vật liệu làm bánh răng . a) Bánh răng nhỏ: Theo bảng (3-6) ta chọn thép 45 thường hố Giả sử đường kính phôi dưới 100 mm - Theo bảng (3-8) - Giới hạn bền kéo σ bk = 600 (N/mm 2 ) - Giới hạn chảy σ ch = 300 (N/mm 2 ) - Độ cứng HB =190 - Dùng phôi rèn vì phôi rèn có cơ tính cao b) Bánh lớn : chọn thép 35 thường hố - Giả sử đường kính phôi từ 100 ÷300 mm có: - Giới hạn bền kéo σ bk = 480 (N/mm 2 ) - Giới hạn chảy σ ch = 240 (N/mm 2 ) - Độ cứng HB = 160 - Dùng phôi rèn vì phôi rèn có cơ tính cao 2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép. a) Ứng suất tiếp xúc cho phép: - Số chu kì làm việc tương đương của bánh lớn N 2 =5 x 300 x2 x 6 x 60 x 425,2 = 459,216.10 3 - Số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ N 1 = i x N 2 = 3.41× 459,216.10 3 =1565,926.10 6 - Theo (3-9) ta có số chu kì cơ sở N 0 =10 7 - Vì N 1 và N 2 đều lớn hơn số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường mỏi uốn nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy K ’’ N = K ’ N =1 - Ứng suất tiếp xúc của bánh nhỏ [ σ] tx1 = [σ] Notx × K ’ N [ σ] Notx : ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 6 - Theo bảng (3-9) chọn [ σ] Notx = 2,6 - Ưùng suất tiếp xúc cho phép đối với bánh nhỏ [ σ] tx1 = 2,6 × HB × K ’ N = 2,6 × 190 = 494 (N/mm 2 ) - Ưùng suất tiếp xúc cho phép đối với bánh lớn [ σ] tx2 = 2,6 × HB × K ’’ N = 2,6 × 160 = 416 (N/mm 2 ) b) Ứng suất uốn cho phép: Vì N > N o ta chọn K ’’ N = K ’ N =1 - Vì bánh răng quay một chiều nên ta có: [ σ] u = σ − σ × ×σ×÷ = × ×σ Kn K),,( kn K '' N '' No 1 6141 - Trong đó σ o và σ -1 : giới hạn mỏi uốn trong chu kì mạch động và trong chu kì đối xứng: σ -1 =(0,4÷0,45) × σ bk - Vì phôi là thép thường hố tôi cải thiện nên chọn hệ số n=1,5 k σ =1,8 hệ số tập trung ứng suất chân răng Thép 45: σ -1 = 0,43 × 600 = 258 (N/mm 2 ) Thép 35: σ -1 = 0,43 × 480 = 206,4 (N/mm 2 ) + Đối với bánh nhỏ: [ σ] u1 = 1,5 258 143,3 1, 5 1, 8 × = × (N/mm 2 ) + Đối với bánh lớn: [ σ] u2 = 1,5 206,4 114,7 1, 5 1, 8 × = × (N/mm 2 ) 3. Chọn sơ hệ số tải trọng K= 1.3 4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng ψ A = 0,4 5. Tính khoảng cách trục A. - Theo bảng (3-10) bộ truỵền bánh răng trụ răng thẳng, ta có công thức: A ≥ (i ± 1) × 3 2 6 10051 n NK i][ , Atx ×ψ × × ⎟ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎜ ⎝ ⎛ ×σ × - Trong đo ù: i = 3,41 tỉ số truyền n = 425,2 (V/P) : số vòng quay trong một phút của bánh răng bị dẫn N = 3.78 KW: công suất A ≥ (3,41 + 1) × 2 6 3 1, 05 10 1, 3 3, 78 416 3.41 0,4 425,2 ⎛⎞ ×× × ⎜⎟ ×× ⎝⎠ = 116,9 mm - Vậy lấy A = 124 mm 6. Tính vận tốc vòng của bánh răng và cấp chính xác để chế tạo bánh răng V = 11 1 2 2 3,14 124 1450 4.26 60 1000 60 1000( 1) 60 1000(3.41 1) dn An i π π × ×× == = ××+×+ m/s - Với vận tốc này có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác 8 bảng (3-11) 7. Định chính xác hệ số tải trọng Kvà khoảng cách trục A. - Hệ số tải trọng K được tính theo công thức K = K tt × K đ - Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của bánh răng HB < 350 nên chọn K tt = 1: số tập trung tải trọng - Đối với bánh răng trụ răng thẳng B ≤ βsin m, n 52 với cấp chính xác 8 và vận tốc vòng V< 6 m/s tra bảng (3-13) ta chọn K đ = 1.55: hệ số tải trọng động ⇒ K = 1 × 1,55 = 1,55 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 7 Khoảng cách A điều chỉnh: A A = sơ bộ 3 1.55 1.3 =132 mm 8. Xác định mođun, bánh răng và chiều rộng bánh răng : + Mođun: m = (0.01 ÷ 0,02)A = (0.01 ÷ 0,02) ×132 = 1,32 ÷ 2.64 mm Lấy m = 2 mm + Số răng bánh nhỏ: Z 1 = = + )i(m A. 1 2 2 132 30 2 (3.41 1) × = ×+ + Số răng bánh lớn : Z 2 = Z 1 . i = 30× 3,41 = 102 răng + Chiều rộng bánh răng lớn: b = ψ A ×A = 0,4×132 = 52 mm 9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: - theo bảng 3-16 σ u = u ][ b.n.Z.Ym N.K., σ≤ × 2 6 10119 Trong đó m = 2 mm y 1 = 0,451 hệ số dạng răng của bánh nhỏ y 2 = 0,517 hệ số dạng răng của bánh lớn n = 1450 V/p số vòng quay của bánh răng - ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ σ u1 = 6 2 2 19,1 10 1,55 3,78 27,4 / 0,451 2 30 1450 52 Nmm ×× × = ××× × σ u1 < [σ ] u1 - Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn: σ u2 = 0.451 27,4 23,9 0.517 x = σ u2 ≤ [σ ] u2 10. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền Mođun m= 2 mm Số răng Z 1 = 30, Z 2 =102 Góc ăn khớp α = 20 0 Đường kính vòng chia d1 = m.Z 1 = 2 × 30 = 60 mm d2 = m.Z 2 = 2 × 102 =204 mm - Khoảng cách trục A A = 204 60 132 2 mm + = Chiều rộng bánh răng: b = 52 mm * Đường kính vòng đỉnh răng D e1 = d 1 + 2.m = 60 + 2×2 = 64 mm D e2 = d 2 + 2.m = 204 + 2×2 = 208 mm * Đường kính vòng chân răng: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 8 D i1 = d 1 – 2,5.m = 60 - 2,5×2 = 55 mm D i2 = d 2 – 2,5.m = 204 – 2,5×2 = 199 mm 11. Tính lực tác dụng lên trục: Lực vòng: P 1 = 2 2 25554,5 851,8 60 Mx N d × == Lực hướng tâm: P r1 = P 1 × tgα =851,8 × 0,364 = 310 N II. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm (bộ truyềnư3 V) 1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng: *Bánh nhỏ: theo bảng (3-6) trang 39 ta chọn thép 45 thường hố. - Giả sử đường kính phôi (100 ÷300) mm - Giới hạn bền kéo σ bk = 580 N/mm 2 - Giới hạn chảy σ ch = 290 N/mm 2 - Độ cứng HB = 190 - Dùng phôi rèn * Bánh lớn: ta chọn thép 35 thường hố. Giả sử đường kính phôi (300 ÷500) mm - Giới hạn bền kéo σ bk = 480 N/mm 2 - Giới hạn chảy σ ch = 240 N/mm 2 - Độ cứng HB = 160 - Dùng phôi rèn 2. Định ứng suất cho phép: a) Ưùng suất tiếp xúc cho phép: Số chu kì làm việc của bánh lớn N 2 = 5×300×2×6×60×149.7 = 161676.10 3 Số chu kì làm việc của bánh nhỏ N 1 = N 2 ×i ch =2,84×161676.10 3 = 459159,84.10 3 Theo bảng (Ư19) ta chọn số chu kì cơ sở N 0 = 10 7 - Vì N 1 và N 2 đều lớn hơn số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn nên khi tính ứng suất của bánh nhỏ và bánh lớn lấy K N ’’ = K N ’ = 1 - Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ [ σ] tx1 = [σ] Notx × K N Trong đó: [ σ] Notx ứng suất mỏi tiếp xúc cho khi bánh răng làm việc lâu dài - Theo bảng (3-9) chọn [ σ] Notx = 2,6 - Ưùng suất tiếp xúc cho phép đối với bánh nhỏ: [ σ] tx = 2,6×HB×K N ’ = 2,6 ×190×1=494 N/mm 2 - Ưùng suất tiếp xúc cho phép đối với bánh lớn: [ σ] tx = 2,6×HB×K N ’’ = 2,6 ×160×1=416 N/mm 2 b) Ưùng suất ứng cho phép - Ta có số chu kì cơ sở của đường cong mỏi uốn N o = 5.10 6 N ≥ N o ta chọn K N ’’ = K N ’ = 1 - Vì bánh răng quay một chiều ta có ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 9 ( ) ' ' 1 0 1, 4 1, 6 . [] N N u K K nK nK σσ σ σ σ − ÷× == - Trong đó σ -1 và σ 0 giới hạn mỏi uốn trong chu kì trong chu kì vận động và trong chu kì đối xứng σ -1 ≈ (0,4 ÷0,45). σ bk* - Vì phôi là thép thường hố tôi cải thiện nên chọn hệ số n = 1,5 - K N =1,8 hệ số tập trung ứng suất chân răng - Thép 45 σ -1 = 0,43 × 580=249,4 N/mm 2 - Thép 35 σ -1 =0,43 × 480 = 206,4 N/mm 2 + Đối với bánh nhỏ 2 1 1,5 249,4 [ ] 138,6 / 1, 5 1, 8 u Nmm σ × == × + Đối với bánh lớn 2 2 1,5 206,4 [ ] 114,7 / 1, 5 1, 8 u Nmm σ × == × 3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng k =1,3 4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng 0,6 A b A ψ == 5. Tính khoảng cách trục A . - Theo bảng (3-10) bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ta có công thức 3 2 6 10510 1 n KN i][ , )i(A ' A tx θψ ⎟ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎜ ⎝ ⎛ σ × ±≥ - Trong đó: i=2,84 tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm n = 149.7 số vòng quay một phút của bánh răng bị dẫn θ ’ = 1,25 hệ số phản ánh sự tăng năng tải N = 3,61 KW công suất trục 2 - Vì bộ truyền có công suất tách đôi nên công thức khoảng cách trục, công suất phải chia cho hai - Ta có: 2 6 3 10,5 10 1,3 3,61 (2.84 1) 123,2 416 2,84 0,6 1,25 149.7 A mm x ⎛⎞ ×× ≥+ = ⎜⎟ ×× ⎝⎠ - Ta chọn A=125 mm 6. Tính vận tốc vòng và chọn cách chính xác chế tạo bánh răng. 11 1 2 2 3,14 125 425,2 1, 44 / 60 1000 60 1000( 1) 60 1000(2,84 1) dAn An vms i π π × ×× == = = ××+×+ Theo bảng (3-11) ta chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là 9 . 7. Định chính xác hệ số tải trọng Kvà khoảng cách trục A. - Hệ số tải trọng K được tính theo công thức K = K tt × K đ - Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của bánh răng HB < 350 nên chọn K tt = 1: số tập trung tải trọng - Đối với bánh răng trụ răng nghiêng: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 10 b ≥ βsin m, n 52 với cấp chính xác 9 và vận tốc vòng V/p < 3 m/s tra bảng (3-14) ta chọn K đ = 1,2: hệ số tải trọng động ⇒ K = 1 × 1,2 = 1,2 - Vì hệ số K =1,2 không khàc nhiều so với k sơ bộ, nên khoảng cách trục A - - Lấy A = 125 mm 8. Xác định mođun, số răng, góc nghiêng và chiều rộng bánh răng: + Mođun pháp: m n = (0.01 ÷ 0,02)A = (0.01 ÷ 0,02) ×125 = 1,25 ÷ 2,5 mm Lấy m n = 2 mm Sơ bộ chọn góc nghiêng β = 20 ° , cosβ = 0,94 Tổng số răng:Zt=Z 1 +Z 2 = 2125 cos 117 n xx m β = + Số răng bánh nhỏ: Z 1 = 117 30 12,841 Zt i == ++ răng Số răn g Z 1 thoả mãn điều kiện là lớn hơn trị số giới hạn cho trong bảng (3-15) + Số răng bánh lớn : Z 2 = Z 1 . i = 30 × 2,84 = 85 răng Tính chính xác góc nghiêng cos β= 12 () (30 85)2 cos 0,92 2 2 125 n ZZm A β + + === × ⇒ β = 23 0 + Chiều rộng bánh răng : b = ϕ A ×A = 0,6×125 = 75 mm - Lấy b = 75 mm -chiều rộng b thoả điều kiện:b> 812 σ = ÷ =14,20 9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: Theo bảng 3-16 σ u = u '' n ][ .b.n.Z.Ym N.K., σ≤ θ × 2 6 10119 - Trong đó K= 1,3 hệ số tải trọng N =3,61 công suất ,KW - Tính số răng tương đương bánh nhỏ 1 3 30 39 (0,92 ) tñ Z == răng - Số răng tương đương bánh lớn 2 3 85 109 (0,92) tñ Z == răng y 1 = 0,47 hệ số dạng răng của bánh nhỏ y 2 = 0,517 hệ số dạng răng của bánh lớn θ ” = 1,5 hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng - Ưùng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ [...]... + 360N P3 II 155N QY R dx P r2 + - 425,9N 81832,2N 105150,2N 1731,9N + 81842,2N 42445N 42445N 19 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY *Tính momem uốn tại các thiết diện nguy hiểm -Tại Tiết diện I-I 2 2 M I − I = M UY + M UX = 34998, 752 + 81832, 22 = 89002,3Nmm -Tại Tiết diện II-II 2 2 M II − II = M UY + M UX = 26512,52 + 105150, 22 = 108441,1Nmm *Tính đuờng kính trục: -Tại Tiết diên I-I ta có M td ( I − I ) dI −I ≥... trong của hộp đến thành trong của ổ lăn là10 mm - chi u rộng của ổ lăn B=17 mm - khe hở giữa mặt bên bánh răng đến thành hộp lấy sơ bộ σ = 8 ÷ 12 • SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 12 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 13 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY y n z P r1 p2 x p1 P r2 P r3 p 3 p a3 p a4 p a5 p5 p6 P r5 P r4 p4 p a6 P r6 Rx Thiết kế trục I -Xác định phản lực ở 2 đầu gối đởi Avà B momem xoắn Mx=25554 N lực vòng p1=851,8...ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 19,1× 106 × 1, 2 × 3, 61 = 87,1N / mm 2 0, 47 × 2 2 × 30 × 149, 7 × 75 × 1, 5 σu1 = 87,1 < [σ ]u1 = 138,6N/mm2 - Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn: 0, 47 σu2 =87,1 × = 79,1N / mm 2 0,517 σu2 ≤ [σ ]u2 10 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền - Mođun pháp mn= 2 mm - Số răng Z1 = 30, Z2 =85 - Góc ăn khớp αn = 200 - Góc nghiêng β = 23 - Đường kính vòng chia mZ 2 x30... cách từ ổ đến xích : l=46,16 mm SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 20 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY R Ey Pa5 II I P5 P6 P r5 P a 6 R Fy R Fx P r6 R Ex I Qy II - 3 0 8 ,9 1 4 5 9 5 ,5 RX 3639 - + - 8 2 3 ,9 3 5 3 5 1 ,7 1 3 3 8 ,9 1 2 5 5 6 8 ,8 1 6 8 0 7 5 ,5 1 0 4 8 1 2 ,5 5 M uy 1306 Qx + 1306 M Ux Mx 6 1 7 0 8 ,5 SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 258588 129294 21 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY *Tính sức bền trục *Xác định phản lực *Theo phương... thiết diện (I-I) và với d=30 mm -Theo công thức ( 7-5 ) ta có n n n = σ τ ≥ [n ] 2 2 n τ n σ -Vì trục quay nên ứng suất pháp tay đổi theo chu kỳ đối xứng M σ a = σ max = σ min = u w Vậy σ −1 σσ = kσ ε a β.ε σ -Vì bộ truyền làm việc 1 chi u nên ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ mạch động SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 24 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY τ a = τ m = τ max = Mx w0 Vậy τσ = τ −1 kτ τ a + ψ τ τ m β.ε τ -Vơi giới... = SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 17 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY *theo phương đứng ΣMc y = pr 3 a − pr 2 (a + b) + pr 4 (a + b + c) − Rdy (a + b + c + d ) = 0 310 + 515 = 360 N 2 ⇒ Rcy = 2 pr 3 − pr 2 − Rdy = 360 N ⇒ Rdy = − SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 18 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY R cy R cx P2 II I R dy P3 Pr 3 Pr 3 Pa 3 I 1731,9N MU X MX SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 34998,75N 34998,75N 26512,5N 425,9N - 360N - + 155N 17010N MU Y QX Pa... a β.ε σ -Vì bộ truyền làm việc 1 chi u nên ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ mạch động M τ a = τ m = τ max = x w0 Vậy τ −1 τσ = kτ τ a + ψ τ τ m β.ε τ -Với giới hạn mỏi uốn σ −1 = 0,45.σ b SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 26 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY τ −1 = 0,45.σ b - Trục làm bằng thép các bon 45 ta có σ b = 600 N / mm 2 σ −1 = 0,45.600 = 270 N / mm 2 τ −1 = 0,45.600 = 150 N / mm 2 M σa = u w -Theo bảng ( 7-3 b) trang... = u w -Theo bảng ( 7-3 b) trang 122 với đường kính trục 42 mm ta có SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 28 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY w=6450 mm3 wo=13720 mm3 Mu=139912,3Nmm Mx=258588 Nmm Vậy σa = M u 139912,3 = = 21, 7 N / mm 2 w 6450 M x 258588 = = 18,84 N / mm 2 w0 13720 -Chọn giới hạn mõi ứng với chu kỳ mạch động ψ σ = 0,1 τa = ψ τ = 0,05 -Hệ số tăng bền β =1 + theo bảng ( 7-4 ) : ε σ = 0,83 ετ = 0, 71 + Theo bảng ( 7-8 ) hệ... KHẮC PHÚC 30 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 2 Tính then tại đường kính trục d= 30 mm - Theo bảng ( 7-2 3) ta chọn b = 10; h = 8; t= 4,5 ; t1= 3,6; k = 4,2 - Chi u dài của then : l = 0,8.lm= 30 mm * Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức ( 7-1 1) 2M x 42445 2 σd = = = 22, 45 N / mm d K l 30 × 4, 2 × 30 - Vậy [σ]d = 150 > σd thoả điều kiện bền dập khi truyền tải * Kiểm nghiệm sức bền cắt theo công thức ( 7-1 2) 2M x 42445... 425,92 + 1552 = 453, 23 N RB = RA = 453,23 N - Ơû đây A = 0 nên ta có: Q = RA = 45,32 daN ⇒ C = 45,32 × (1450 × 18000)0,3 = 7608 N - Chọn bảng 14p , ứng với d= 25 mm - Chọn ổ bi đỡ ký hiêụ 205 cỡ nhẹ có Cbảng = 16000 Có đường kính ngồi D = 52 mm , chi u rộng B = 15 mm II Trục II: SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 32 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - Sơ đồ : RAy A RAx RBy RBx B - Vì trục II có lực dọc trục triệt tiêu nên ta . ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 1 PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CHƯƠNGI: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN - Để chọn động cơ cho bộ truyền trước. lăn là10 mm - chi u rộng của ổ lăn B=17 mm - khe hở giữa mặt bên bánh răng đến thành hộp lấy sơ bộ • 812 σ = ÷ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 13 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH:. P3 Pr3 Pa3 Pr2 P2 I I II II 155N Rdy 155N 360N 360N 17010N 34998,75N 26512,5N 34998,75N 1731,9N 425,9N 425,9N 1731,9N 81832,2N 105150,2N 81842,2N 42445N 42445N + + + + - - - - X M M UX M UY Y Q X Q ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: HUỲNH KHẮC PHÚC 20 *Tính momem uốn tại các thiết diện nguy hiểm -Tại Tiết diện I-I 22 2 2 34998,75 81832,