Bài tập chi tiết máy bộ truyền đai năm 2024

1. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 Bài tập 11: Hãy thiết kế bộ truyền động đai (1-đai dẹt và 2-đai thang), tải trọng ổn định, quay 1 chiều, bộ truyền đọng nằm ngang với các thông số sau: Phương án Phương án Thông số Phương án 3 1 2 Công suất cần truyền (kw) 3.5 5 1.5 Số vòng quay trục dẫn (vg/phút) 1450 1460 1460 Số vòng quay trục bị dẫn 480 500 600 (vg/phút) Số ca làm việc trong ngày 2 2 2 Bài làm PHƯƠNG ÁN 1: a. Thiết kế bộ truyền đai dẹt: (TLTK_Thiết kế chi tiết máy Nguyễn Trọng Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm) 1. Do bộ truyền động đai được thiết kế được sử dụng làm việc ở chế độ tải trọng ổn định nên ta chọn loại đai vải cao su. 2. Đường kính bánh đai nhỏ d1: R1 3.5 ∗1000 d1 = (1100 ÷ 1300 ) 3 = (1100 ÷ 1300 ) 3 = (147.56 ÷ 174,74 ) mm n1 1450 Chọn bán kính: d1=160 mm Kiểm tra vận tốc đai theo điều kiện: πd1n1 V = ≤ ( 25 ÷ 30) m/s 60.1000 π.160.1450 = = 12,15 m/s 60.1000 3. Đường kính bánh đai lớn d2: 1450 d 2 = (1 − ξ )ud1 = (1 − 0.01) 160 = 478,5 (mm) 480 Chọn d2=500 mm. - Số vòng quay thực n’2 của bánh bị dẫn: d1 160 n'2 = (1 − ξ ) n1 = (1 − 0,01)1450 = 459 (vòng/phút) d2 500 - Sai số về số vòng quay: 480 − 459 ∆n = = 4,4% 480 Sai số ∆ nằm trong khoảng n cho phép ( 3 ÷ 5) % , do đó không cần phải tra lại d1 và d2. 4. Xác định khoảng trục a và chiều dài đai L: - Chiều dài tối thiểu: V 12,15 LMin = = = 4,05m = 4050( mm) 3 ÷5 3 - Khoảng cách trục:   π ( d1 + d 2 )  π ( d1 + d 2 )  2 1 2  a = L − +  L −  − 2( d 2 − d1 )   4 2   2       π (160 + 500)  π (160 + 500)  2 1 − 2( 500 − 160)   2 = 4050 − +  4050 −  4  2   2      =1497 mm - Kiểm nghiệm điều kiện: a ≥ ( d1 + d 2 ) = 2(160 + 500) = 1320(mm) Tuỳ theo cách nối đai, sau khi tính toán xong cần tăng chiều dài đai thêm 100 ÷ 400 mm. 5. Góc ôm α : 1 d 2 − d1 500 − 160 α 1 = 180 0 − 57 0 = 180 0 − 57 0 = 167 0 a 1497 Thoả điều kiện α1 ≥ 120 đối với đai bằng chất dẻo. 0 6. Chiều dày và chiều rộng đai: - Chiều dày: h 1 d 160 ≤ ⇒h≤ 1 = =4 d1 40 40 40 Chọn h=4 ⇒ [σ t ] 0 = 2,25 N/mm2 Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 1
2. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 - Chiều rộng b của đai: 100 RKd b≥ hV [σ t ]cb cα cv Trong đó: [σ t ] 0 = 2,25 N/mm2 cb=1, Kd=1,15 cα = 1 − 0,003(180 − α 1 ) = 1-,003(1800-1670)=0,961 0 100.3,5.1,15 Vậy b≥ = 30 mm 4.12,15.2,25.1.0,961.0,981 Chọn b=40 mm 7. Chiều rộng B của bánh đai: Chiều rộng B của bánh đai d ẹt khi mắt bình thường: B = 1,1b+(10 ÷ 15) = 1,1.40+10 = 54 mm Chọn B=50 mm 8. Lực căng: α  α  0 167 F = 3F sin  1  = 3σ 0 h sin 1  = 3.1,8.40.4. sin = 858,45 N  2   2 2 Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 2
3. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 b. Thiết kế đai thang: 1. Chọn loại đai: Giả sử vận tốc của đai v>5 m/s, có thể dùng đai loại A, O, b (bảng 5.13). Ta có thể tính theo 3 phương án và chọn loại phương án nào có lợi hơn. Tiết diện đai: b O A 2. Định đường kính bánh nhỏ theo (bảng 5-14) lấy d1 (mm) 140 70 140 Kiểm nghiệm vận tốc của đai: πn1d1 v= (m/s) 10,63 5,3 10,63 60.100 v
4. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 - Khoảng cách trục a thoả mãn điều kiện: b O A 0,55( d1 + d 2 ) + h ≤ a ≤ 2( d1 + d 2 ) Với h tra theo bảng 5-11 10,5 6 8 - Khoảng cách trục nhỏ nhất cần thiết để mắc đai: amin = a − 0,015 L (mm) 308 203 380 - Khoảng cách trục lớn nhất cần thiết để tạo lực căng: amax = a − 0,03L (mm) 456 242 456 7. Tính góc ôm α , công thức: 1 d 2 − d1 α 1 = 180 0 − 57 0 (độ) 143,4 145,7 143,4 a Góc ôm α thoả điều kiện α1 ≤ 120 0 1 8. Xác định số đai Z cần thiết. Chọn ứng suất căng ban đầu σ0 = 1,2 (N/mm2) và theo trị số d1 tra bảng 5-17 tìm được ứng suất có ích cho phép [σ p ]0 N/mm2 1,51 1,45 1,7 - Các hệ số: ct (tra bảng 5-6) 0,9 0,9 0,9 cα (tra bảng 5-18) 0,9 0,9 0,9 cv (tra bảng 5-19) 0,93 1,04 0,93 - Số đai tính theo công thức: 1000 R Z ≥ [ ] v σ p 0 ct cα cv F F: tiết diện đai Số đai Z 138 47 81 9. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai: B=(Z-1)t+2s (mm) Với t, s tra bảng 10-3 - Kích thước t (mm) 20 12 16 - Kích thước s (mm) 12,5 8 10 - Vậy chiều rộng bánh đai B 65 148 68 - Đường kính ngoài của bánh đai C (mm) tra bảng 10-3 5 2,5 3,5 - Bánh dẫn: d n1 = d1 + 2c 150 75 147 - Bánh bị dẫn: d n 2 = d 2 + 2c 410 205 407 10. Tính lực căng ban đầu s0: s0 = σ 0 F (N) 165,6 56,4 97,2 Lực tác dụng lên trục S (N) α  S = 3S 0 sin  1  1415 1928 1107  2 Kết luận: Chọn phương án dùng bộ truyền đai loại A có số đai ít và lực tác dụng lên trục nhỏ. Qua tính toán ta thấy, cùng điều kiện làm viêc, kích thước bộ truyền đai dẹt lớn hơn bộ truyền đai thang. Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 4
5. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 Bài tập 12: Hãy thiết kế bộ truyền bánh răng (1-răng trụ răng thẳng, 2-răng trụ răng nghiêng, 3-bánh răng nón răng thẳng). Biết: Phương án Phương án Thông số Phương án 3 1 2 Công suất cần truyền (kw) 3,27 4,68 1,40 Số vòng quay trục dẫn (vg/phút) 480 500 600 Số vòng quay trục bị dẫn 141,2 131,6 166,7 (vg/phút) Thời gian làm việc 2 ca/ngày 5 năm 5 năm 5 năm - Năm 360 ngày 360 ngày 360 ngày - Ngày Bài làm PHƯƠNG ÁN 1: A. Bánh răng trụ răng thẳng: Tính theo tải trọng không thay đổi và bộ truyền ăn khớp ngoài. 1. Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ: Thép 50, bánh răng lớn thép 35 đều thường hóa (theo bảng 3-6). Cơ tính của hai loại thép này (bảng 3-8): - Thép 50: σ b1 = 620 N 2 ; σ ch1 = 320 N 2 ; HB = 200 mm mm (Phôi rèn giả thiết đường kính phôi dưới 100mm) - Thép 35: σ b 2 = 500 N 2 ; σ ch 2 = 260 N 2 ; HB= 170 mm mm (Phôi rèn giả thiết đường kính phôi từ 100-300 mm) 2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép. a.Ứng suất tiếp xúc cho phép. - Số chu kỳ tương đương đương của bánh lớn [công thức (3-3)] Ntđ2= 60un2T= 60.1.141,2.5.360.2.8=24,4.107 - Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=Ntđ2.i= 24,4.107.3,4 = 82,95.107 n 480 Với i= n = 141,2 = 3,4 1 2 Theo bảng 3-9 ta được số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc N0= 107 Do Ntđ1>107, Ntđ2>107 nên hệ số chu kỳ ứng suất K N =1 , - Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn [σ ] tx 2 = [σ ] N .K N =2,6.HB= 2,6. 170= 442 N 2 , 0 tx mm - Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh nhỏ [σ ] tx1 = [σ ] N .K N =2,6.HB= 2,6. 200= 520 N 2 , 0 tx mm Với [σ ] N tra bảng 3-9 0 tx Lấy trị số nhỏ [σ ]tx 2 =442 N/mm2 để tính b.Ứng suất uốn cho phép - Số chu kỳ tương đương của bánh lớn Ntđ2=82,95.107>No=5.106 - Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=24,4.107>No=5.106 ⇒ K N = 1. ,, Tính ứng suất uốn theo công thức (3-5) vì bộ truyền làm việc một chiều (1,4 ÷ 1,6)σ −1 K N ,, [σ ] u = nK σ - Giới hạn mỏi uốn thép 50 σ −1 = 0,42 * σ b1 = 0,42 * 620 = 260,4 N mm 2 - Giới hạn mỏi uốn thép 35 σ −1 = 0,42 * σ b 2 = 0,42 * 500 = 210 N mm 2 Lấy hệ số an toàn n=1,5 (thép rèn); hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K σ = 1,8 - Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ [σ ] u1 = 1,5.260,4.1 = 144,67 N mm 2 1,5.1,8 - Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn 1,5.210.1 [σ ] u 2 = = 116,67 N mm 2 1,5.1,8 Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 5
6. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 3. Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K K= Ktt.Kđ=1,4 4. Chọn hệ số tải trọng bánh răng ψA b ψA = = 0,4 A 5. Xác định khoảng cách trục A theo công thức (3-9) 2  1,05.10 6  KN A ≥ ( i + 1) 3   [σ ] i   ψ n  tx  A 2 2 1,05.10 6  1,4.3,27 = (3,4 +1) 3   442.3,4   0,4.141,2 =149,94mm   Lấy A=150mm 6. Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng Vận tốc vòng [công thức (3-17)] 2πAn1 2π .150.480 v= = = 1,71 m 60.1000( i + 1) 60.1000.( 3,4 + 1) s Với vận tốc này theo bảng 3-11 có thể chọn cấp chính xác 9. 7. Định chính xác hệ số tải trọng K K=Ktt.Kđ Với Ktt=1 (tải trọng không thay đổi) Kđ=1,45 (bảng 3-13) Ta có K=1,45 1,45 −1,4 Sai số ∆K = = 0,036 = 3,6% <5% ít khác với trị số dự đoán nên không cần điều chỉnh lại khoảng cách trục A. 1,4 8. Xác định modun, số răng, chiều rộng bánh răng và xác định chính xác khoảng cách trục A: Mô đun: m=0,01.A=0,01.150=1,5. Trị số mô đun lấy theo tiêu chuẩn (bảng 30-1) - Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ): 2A 2.150 Z1 = = = 45,45 m( i + 1) 1,5( 3,4 + 1) Lấy Z1=45 - Số răng bánh lớn: Z2=i.Z1=3.45=153 Lấy Z2=153 - Xác định chính xác khoảng cách trục A A=0,5m(Z1+Z2)=0,5.1,5.(45+153)=148,5mm - Chiều rộng bánh răng b=ψ A . A = 0,4.148,5 = 59,4mm 9. Kiểm nghiệm lại sức bền uốn của răng - Số răng tương đương Bánh nhỏ: Ztđ1=Z1=45 Bánh lớn: Ztđ2=Z2=153 Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng Bánh nhỏ: y1=0,483 Bánh lớn: y2=0,517 - Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ [công thức (3-33)] 19,1.10 6 KN 19,1.10 6.1,45.3,27 σ u1 = = y1 m 2 Z 1 n1b 0,483.(1,5) .45.480.59,4 2 = 64,95 N < [σ ] u1 = 144,67 N mm 2 mm 2 - Ứng suât uốn tại chân răng bánh lớn [công thức (3-40)] y1 0,483 σ u 2 = σ u1 = 64,95. = 60,68 N < [σ ] u 2 = 116,67 N y2 0,517 mm 2 mm 2 10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột - Ứng suất tiếp xúc cho phép [công thức (3-43)]: Bánh nhỏ: [σ ] txqt1 = 2,5[σ ] N otx1 = 2,5.520 = 1300 N mm 2 Bánh lớn: [ σ ] txqt 2 = 2,5[ σ ] N otx 2 = 2,5.442 = 1105 N mm 2 - Ứng suất uốn cho phép [công thức (3-46)]: Bánh nhỏ: [ σ ] uqt1 = 0,8.σ ch1 = 0,8.320 = 256 N mm 2 Bánh lớn: [ σ ] uqt 2 = 0,8.σ ch 2 = 0,8.260 = 208 N mm 2 - Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc [công thức (3-13) và (3-41)] Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 6
7. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 σtxqt = σtx K qt = 1,05.10 6 ( i +1) 3 KN .1 A.i bn2 = 1,05.10 6 ( 3,4 +1) 31,45.3,27 = 456,36 N 148,5.3,4 48.141,2 mm 2 - Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số ứng suất cho phép của bánh lớn và bánh nhỏ. - Kiểm nghiệm sức bền uốn [công thức (3-42) ] Bánh nhỏ: σ uqt1 = σ u1 K qt = 64,95 N < [ σ ] uqt1 mm 2 Bánh lớn: σ uqt 2 = σ u 2 K qt = 60,68 N 2 < [σ ] uqt 2 mm 11. Các thông số hình học của bộ truyền - Môdun: m=1,5. - Số răng: Z1=45; Z2=153 - Góc ăn khớp: α = 20 0 - Đường kính vòng chia (vòng lăn): dc1=d1=mZ1=1,5.45=67,5 mm dc2=d2=mZ2=1,5.153=229,5 mm - Khoảng cách trục A=148,5 mm - Chiều rộng bánh răng b=59,4mm - Đường kính vòng đỉnh De1=dc1+2m =67,5+ 2.1,5=70,5 mm De2=dc2+2m= 229,5+2.1,5=232,5 mm - Đường kính vòng chân Di1=dc1-2m-2c=dc1-2m-2.0,25m=dc1-2,5m=67,5-2,5.1,5=63,75 mm Di2=dc2-2m-2c=dc2-2m-2.0,25m=dc2-2,5m=229,5-2,5.1,5=225,75 mm 12. Tính lực tác dụng lên trục [công thức (3-49)] 2M x 2.9,55.10 6 N 2.9,55.10 6.3,27 - Lực vòng: P= = = = 1927,69 N d1 d1 n1 67,5.480 - Lực hướng tâm: Pr=Ptg α = 1927,69.tg200=701,6 N. B. Bánh răng trụ răng nghiêng: Tính theo tải trọng không thay đổi 1.Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ: Thép 45, bánh răng lớn thép 35 đều thường hóa (theo bảng 3-6). Cơ tính của hai loại thép này (bảng 3-8): - Thép 45 σ b1 = 600 N 2 ; σ ch1 = 300 N 2 ; HB = 200 mm mm (Phôi rèn giả thiết đường kính phôi dưới 100mm) - Thép 35 σ b 2 = 500 N 2 ; σ ch 2 = 260 N 2 ; HB= 170 mm mm (Phôi rèn giả thiết đường kính phôi từ 100-300 mm) 2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép. a.Ứng suất tiếp xúc cho phép. - Số chu kỳ tương đương đương của bánh lớn [công thức (3-3)] Ntđ2= 60un2T= 60.1.141,2.5.360.2.8=24,4.107 - Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=Ntđ2.i= 24,4.107.3,4 = 82,95.107 n 480 Với i= n = 141,2 = 3,4 1 2 Theo bảng 3-9 ta được số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc N0= 107 Do Ntđ1>107, Ntđ2>107 nên hệ số chu kỳ ứng suất K N =1 , - Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ [σ ] tx1 = [σ ] N .K N =2,6.HB= 2,6. 200= 520 N 2 , 0 tx mm - Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh lớn [σ ] tx 2 = [σ ] N .K N =2,6.HB= 2,6. 170= 442 N 2 , 0 tx mm Với [σ ] N tra bảng 3-9 0 tx Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là [σ ] tx 2 = 442 N 2 mm b.Ứng suất uốn cho phép - Số chu kỳ tương đương của bánh lớn Ntđ2=82,95.107>No=5.106 - Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=24,4.107>No=5.106 ⇒ K N = 1. ,, Tính ứng suất uốn theo công thức (3-5) vì bộ truyền làm việc một chiều Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 7
8. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 (1,4 ÷ 1,6)σ −1 K N ,, [σ ] u = nK σ - Giới hạn mỏi uốn đối với thép 45 σ −1 = 0,43 * σ b1 = 0,43 * 600 = 258 N mm 2 - Giới hạn mỏi uốn đối với thép 35 σ −1 = 0,43 * σ b = 0,43 * 500 = 215 N mm 2 Lấy hệ số an toàn n=1,5 (thép rèn); hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K σ = 1,8 - Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ [σ ] u1 = 1,5.258.1 = 143,3 N mm 2 1,5.1,8 - Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn 1,5.215.1 [σ ] u 2 = = 119,4 N mm 2 1,5.1,8 3.Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K K= Ktt.Kđ=1,3 4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng b Bộ truyền chịu tải trọng trung bình ψ A = A = 0,3 5.Xác định khoảng cách trục A theo công thức (3-10), lấy θ =1,25 2 2  1,05.10 6  KN 1,05.10 6  1,3.3,27 A ≥ ( i + 1) 3   [σ ] i  ψ θn = (3,4 +1)  3   442.3,4   0,3.1,25.141,2 =149,45mm  tx  A 2   Lấy A=150mm Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 8
9. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 6. Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng Vận tốc vòng [công thức (3-17)] 2πAn1 2π .150.480 v= = = 1,71 m 60.1000( i + 1) 60.1000.( 3,4 + 1) s Với vận tốc này theo bảng 3-11 có thể chọn cấp chính xác 9. 7.Định chính xác hệ số tải trọng K K=Ktt.Kđ Với Ktt=1 (tải trọng không thay đổi) 2,5.mn Kđ=1,2 (bảng 3-14). Giả sử b> sin β Ta có K=1,2 1,3 −1,2 Sai số ∆K = = 0,036 = 7,7% <5% khác nhiều sovới trị số dự đoán nên cần điều chỉnh lại khoảng cách trục A 1,3 K 1,2 A = Asobo 3 = 1503 = 146,1mm K sobo 1,3 Lấy A=147mm 8.Xác định modun, số răng, chiều rộng bánh răng và xác định chính xác khoảng cách trục A: - Mô đun: mn=(0,01 ÷ .0,02)A=(1,47 ÷ 2,49) mm Trị số mô đun lấy theo tiêu chuẩn (bảng 30-1) Lấy mn=2 mm - Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ): 2 A cos β 2.147. cos 10 0 Z1 = = = 32,9 mn ( i + 1) 2( 3,4 + 1) Lấy Z1=33 Trong đó β = (8 ÷ 20) Chon β =10 - Số răng bánh lớn: Z2=i.Z1=3,4.33=112,2 Lấy Z2=112 - Tính chính xác góc nghiêng β công thức (3-28). ( Z1 + Z 2 ) mn ( 33 + 112) 2 cos β = = = 0,99 2A 2.147 ⇒ β = 9 0 27 - Xác định chính xác khoảng cách trục A ( Z1 + Z 2 ) mn ( 33 + 112) 2 A= = = 147mm 2 cos β 2. cos 9 0 27 - Chiều rộng bánh răng b=ψ A . A = 0,3.147 = 44,1mm - Chiều rộng bánh răng phải thỏa mãn điều kiện 2,5.mn 2,5.2 b = 44,1 > = = 30 sin β sin 9 0 27 Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 9
10. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 9.Kiểm nghiệm lại sức bền uốn của răng - Số răng tương đương Z1 33 Bánh nhỏ: Ztđ1= cos 3 β = = 34,4 cos 9 0 27 3 Lấy Ztđ1=35 Z2 112 Bánh lớn: Ztđ2= cos 3 β = = 116,69 cos 3 9 0 27 Lấy Ztđ2=117 Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng Bánh nhỏ: y1=0,4635 Bánh lớn: y2=0,517 - Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ [công thức (3-36)] Hệ số θ ,, = (1,4 ÷1,6) Lấy θ ,, =1,5 19,1.10 6 KN 19,1.10 6.1,2.3,27 σ u1 = = y1 mn Z 1 n1bθ ,, 0,4635.( 2 ) .33.480.44,1.1,5 2 2 = 38,5 N < [σ ] u1 = 143,3 N mm 2 mm 2 - Ứng suât uốn tại chân răng bánh lớn [công thức (3-40)] y1 0,4635 σ u 2 = σ u1 = 41,07. = 36,82 N < [σ ] u 2 = 119,4 N y2 0,517 mm 2 mm 2 10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột - Ứng suất tiếp xúc cho phép [công thức (3-43)]: Bánh nhỏ: [σ ] txqt1 = 2,5[σ ] N otx1 = 2,5.520 = 1300 N mm 2 Bánh lớn: [ σ ] txqt 2 = 2,5[ σ ] N otx 2 = 2,5.442 = 1105 N mm 2 - Ứng suất uốn cho phép [công thức (3-46)]: Bánh nhỏ: [ σ ] uqt1 = 0,8.σ ch1 = 0,8.300 = 240 N mm 2 Bánh lớn: [ σ ] uqt 2 = 0,8.σ ch 2 = 0,8.260 = 208 N mm 2 - Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc [công thức (3-14) và (3-41)] σ txqt = σ tx K qt = 1,05.10 6 ( i + 1) 3 KN .1 A.i θ , bn2 = 1,05.10 6 ( 3,4 + 1) 31,2.3,27 = 435,36 N 147.3,4 1,25.44,1.141,2 mm 2 Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số ứng suất cho phép của bánh lớn và bánh nhỏ. - Kiểm nghiệm sức bền uốn [công thức (3-42) ] Bánh nhỏ: σ uqt1 = σ u1 K qt = 38,5 N < [ σ ] uqt1 mm 2 Bánh lớn: σ uqt 2 = σ u 2 K qt = 36,82 N 2 < [ σ ] uqt 2 mm 11.Các thông số hình học của bộ truyền - Môdun pháp: mn =2. - Số răng: Z1=33; Z2=112 - Góc ăn khớp: α n = 20 0 - Góc nghiêng β = 9 0 27 - Đường kính vòng chia (vòng lăn): m Z 2.33 d1= cos β = n 1 = 66,9mm cos 9 0 27 mn Z 2 2.112 d2= cos β = = 227,08mm cos 9 0 27 - Khoảng cách trục A=147mm - Chiều rộng bánh răng b=44,1 mm - Đường kính vòng đỉnh De1=dc1+2mn =66,9+ 2.2=70,9 mm De2=dc2+2 mn = 227,08+2.2=231,08 mm - Đường kính vòng chân Di1=d1-2 mn -2c=d1-2 mn -2.0,25 mn =d1-2,5 mn =66,9-2,5.2=61,9 mm Di2=d2-2 mn -2c=d2-2 mn -2.0,25 mn =dc2-2,5 mn =227,08-2,5.2=222,08 mm 12. Tính lực tác dụng lên trục [công thức (3-49)] - Đối với bánh nhỏ: 2M x 2.9,55.10 6 N 2.9,55.10 6.3,27 Lực vòng: P = = = = 1945 N d1 d 1 n1 66,9.480 Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 10
11. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 P tgαn 1945.tg 20 Lực hướng tâm: Pr1= 1 = = 717,45 N cos β cos β Lực dọc trục: Pa1=P1tg β=1945tg9027=323,74N - Đối với bánh lớn Lực vòng: P1=P2=1945N Lực hướng tâm: Pr2=Pa1=323,74N Lực dọc trục: Pa2=Pr1=717,45N C.Bánh răng nón răng thẳng: 1.Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ: Thép 50, bánh răng lớn: thép đúc 45 đều thường hóa (theo bảng 3-6). Cơ tính của hai loại thép này (bảng 3-8): - Thép 50: σ b1 = 620 N 2 ; σ ch1 = 320 N 2 ; HB = 210 mm mm (Phôi rèn giả thiết đường kính phôi dưới 100mm) - Thép đúc 45: σ b 2 = 550 N 2 ; σ ch 2 = 320 N 2 ; HB= 170 mm mm (Phôi đúc giả thiết đường kính phôi từ 100-300 mm) 2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép. a.Ứng suất tiếp xúc cho phép. - Số chu kỳ tương đương đương của bánh lớn [công thức (3-3)] Ntđ2= 60un2T= 60.1.141,2.5.360.2.8=24,4.107 - Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=Ntđ2.i= 24,4.107.3,4 = 82,95.107 n 480 Với i= n = 141,2 = 3,4 1 2 Theo bảng 3-9 ta được số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc N0= 107 Do Ntđ1>107, Ntđ2>107 nên hệ số chu kỳ ứng suất K N =1 , - Ứng suất cho phép của bánh nhỏ [σ ] tx1 = [σ ] N .K N =2,6.HB= 2,6. 210= 546 N 2 , 0 tx mm - Ứng suất tiếp xúc cho bánh lớn [σ ] tx 2 = [σ ] N .K N =2,6.HB= 2,6. 170= 442 N 2 , 0 tx mm Với [σ ] N tra bảng 3-9 0 tx Lấy trị số nhỏ [ σ ] tx 2 = 442 N 2 để tính toán mm b.Ứng suất uốn cho phép - Số chu kỳ tương đương của bánh lớn Ntđ2=82,95.107>No=5.106 - Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=24,4.107>No=5.106 ⇒ K N = 1. ,, - Tính ứng suất uốn theo công thức (3-5) vì bộ truyền làm việc một chiều (1,4 ÷ 1,6)σ −1 K N ,, [σ ] u = nK σ - Giới hạn mỏi uốn đối với thép 50 σ −1 = 0,43 * σ b1 = 0,43 * 620 = 266,6 N mm 2 - Giới hạn mỏi uốn đối với thép đúc 45 σ −1 = 0,43 * σ b 2 = 0,43 * 550 = 236,5 N 2 mm Lấy hệ số an toàn của bánh răng nhỏ n=1,5 (thép rèn) và của bánh răng lớn (thép đúc) n=1,8; hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K σ = 1,8 - Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ [σ ] u1 = 1,5.266,6.1 = 148,1 N mm 2 1,5.1,8 - Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn 1,5.236,5.1 [σ ] u 2 = = 109,49 N mm 2 1,8.1,8 3.Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K K= Ktt.Kđ=1,4 4.Chọn hệ số tải trọng bánh răng ψL b ψL = = 0,3 L 5.Tính chiều dài nón theo [công thức (3-11)] Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 11
12. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 2   L≥ (i 2 +1) 3  1,05.10 6  (1 − 0,5. )i[σ ] ψL  KN  0,85ψ n  tx  L 2 2   = (3,4 2 +1) 3  1,05.10 6 1,4.3,27  (1 − 0,5.0,3).3,4.442  0,85.0,3.141,2 = 156,4mm    Lấy L=157mm 6. Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng Vận tốc vòng [công thức (3-18)] 2πL(1 − 0,5ψ L ) n1 2π .157.(1 − 0,5.0,3).480 v= = = 1,89 m 60.1000 i + 1 . ( 2 ) ( 60.1000 3,4 + 1 . 2 ) s Với vận tốc này theo bảng 3-11 có thể chọn cấp chính xác 9. 7.Định chính xác hệ số tải trọng K K=Ktt.Kđ Với Ktt=1 (tải trọng không thay đổi) Kđ=1,45 (bảng 3-13) Ta có K=1,45 1,45 −1,4 Sai số ∆K = = 0,036 = 3,6% <5% ít khác với trị số dự đoán nên không cần điều chỉnh lại chiều dài nón L. 1,4 8.Xác định môdun, số răng, chiều dài răng và xác định chính xác chiều dài nón L: - Mô đun: ms=(0,02 ÷ 0,03)L=(0,02 ÷ 0,03)157=(3,14 ÷ 4,71) Lấy ms=4 Trị số mô đun lấy theo tiêu chuẩn (bảng 30-1) - Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ): 2L 2.157 Z1 = = = 22,15 ms (i 2 +1 ) ( 4. 3,4 2 + 1 ) Lấy Z1=23 - Số răng bánh lớn: Z2=i.Z1=3,4.23=78,2 Lấy Z2=78 - Xác định chính xác khoảng cách trục L công thức trong bảng (3-5) L=0,5ms Z1 + Z 2 =0,5.4. 23 + 78 =162,64mm 2 2 2 2 - Chiều dài răng b=ψ L .L = 0,3.162,64 = 48,792mm Lấy b=49mm - Môdun trung bình: m =m ( L − 0,5b ) = 4 (162,64 − 0,5.49 ) = 3,4mm tb s L 162,64 9.Kiểm nghiệm lại sức bền uốn của răng - Góc mặt nón lăn bánh nhỏ tính theo công thức trong bảng 3-5 1 1 tg ϕ= i 1 = 3,4 = 0,294 ⇒ ϕ1 = 16 0 23 / - Số răng tương đương bánh nhỏ [công thức (3-3)] Z 23 Ztd1= cos ϕ = cos 16 0 23, = 23,97 1 1 Lấy Ztd1=24 - Góc mặt nón lăn bánh lớn (bảng 3-5) tg ϕ2 = i = 3,4 ⇒ ϕ 2 = 73 0 36 ' - Số răng tương đương bánh lớn Z 78 Ztd2= cos ϕ = cos 730 36 ' = 276,26 2 2 Lấy Ztd2=276 - Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng Bánh nhỏ: y1=0,4216 Bánh lớn: y2=0,517 - Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ [công thức (3-35)] 19,1.10 6 KN 19,1.10 6.1,45.3,27 σ u1 = = 0,85. y1mtb Z1n1b 0,85.0,4216.( 3,4) 2 .23.480.49 2 = 40,41 N < [σ ] u1 = 148,1 N mm 2 mm 2 - Ứng suât uốn tại chân răng bánh lớn [công thức (3-40)] y1 0,4216 σ u 2 = σ u1 = 40,41. = 32,95 N < [σ ] u 2 = 109,49 N y2 0,517 mm 2 mm 2 10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 12
13. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 - Ứng suất tiếp xúc cho phép [công thức (3-43)]: Bánh nhỏ: [σ ] txqt1 = 2,5[σ ] Notx1 = 2,5.546 = 1365 N mm 2 Bánh lớn: [σ ] txqt 2 = 2,5[σ ] N otx 2 = 2,5.442 = 1105 N mm 2 - Ứng suất uốn cho phép [công thức (3-46)]: Bánh nhỏ: [ σ ] uqt1 = 0,8.σ ch1 = 0,8.320 = 256 N mm 2 Bánh lớn: [σ ] uqt 2 = 0,8.σ ch 2 = 0,8.320 = 256 N mm 2 - Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc [công thức (3-15) và (3-41)] σ txqt = σ tx K qt = 1,05.10 6 (i 2 + 1) KN 32 .1 ( L − 0,5b )i 0,85bn2 = 1,05.10 6 (3,4 + 1) 1,45.3,27 2 32 = 423,5 N (162,64 − 0,5.49)3,4 0,85.49.141,2 mm 2 Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số ứng suất cho phép của bánh lớn và bánh nhỏ. - Kiểm nghiệm sức bền uốn [công thức (3-42) ] Bánh nhỏ: σ uqt1 = σ u1 K qt = 40,41 N < [ σ ] uqt1 mm 2 Bánh lớn: σ uqt 2 = σ u 2 K qt = 32,95 N 2 < [ σ ] uqt 2 mm 11.Các thông số hình học của bộ truyền - Môdun: ms=4. - Số răng: Z1=23; Z2=78 - Góc mặt nón lăn: ϕ1 = 16 0 23, ; ϕ2 = 730 36 , - Góc ăn khớp: α = 20 0 - Đường kính vòng chia (vòng lăn): d1=msZ1=4.23=92 mm d2=msZ2=4.78=312 mm - Chiều dài nón L=162,64 mm - Chiều dài răng b=49 mm - Đường kính vòng đỉnh De1=ms(Z1+2cos ϕ) =4(23+2.cos16023,)=99,68 mm 1 De2= ms(Z2+2cos ϕ ) = 4(78+2.cos73036,)=314,26 mm 2 12. Tính lực tác dụng [công thức (3-51)] Đối với bánh nhỏ: 2 M x1 2 M x1 2.9,55.10 6 N 2.9,55.10 6.3,27 - Lực vòng: P1 = = = = = 1663,92 N d tb1 mtb Z 1 mtb Z 1 n1 3,4.23.480 - Lực hướng tâm: Pr1=P1tg α cos ϕ= 1663,92.tg200cos16023 =581,03 N. 1 - Lực dọc trục: Pa1=P1tg α sin ϕ=1663,92tg200sin161623=170,82N 1 Đối với bánh lớn - Lực vòng: P1=P2=1663,92N - Lực hướng tâm:Pr2=Pa1=170,82N - Lực dọc trục: Pa2=Pr1=581,03N Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 13
14. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 14
15. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 Bài tập 13: Hãy thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng với các thông số sau: Phương án Phương án Thông số Phương án 3 1 2 Công suất cần truyền (kw) 3,16 4,51 1,13 Số vòng quay trục dẫn (vg/phút) 141,2 131,6 166,3 Số vòng quay trục bị dẫn 50,4 45,4 64,1 (vg/phút) Thời gian làm việc 2 ca/ngày 5 năm 5 năm 5 năm - Năm 360 ngày 360 ngày 360 ngày - Ngày Bài làm PHƯƠNG ÁN 1: Tính theo tải trọng không thay đổi 1.Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ: Thép 45, bánh răng lớn thép 35 đều thường hóa (theo bảng 3-6). Cơ tính của hai loại thép này (bảng 3-8): - Thép 50: σ b1 = 600 N 2 ; mm σ ch1 = 300 N 2 ; mm HB = 210 (Phôi rèn giả thiết đường kính phôi dưới 100mm) - Thép 35: σ b 2 = 500 N 2 ; mm σ ch 2 = 260 N 2 ; mm HB= 180 (Phôi rèn giả thiết đường kính phôi từ 100-300 mm) 2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép. a.Ứng suất tiếp xúc cho phép: - Số chu kỳ tương đương đương của bánh lớn [công thức (3-3)] Ntđ2= 60un2T= 5.360.8.69.50,4.2=8,709.107 - Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=Ntđ2.i= 2,8.8,709.107=24,39.107 n 141,2 Với i= n = 50,4 = 2,8 1 2 Theo bảng 3-9 ta được số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc N0= 107 Do Ntđ1>107, Ntđ2>107 nên hệ số chu kỳ ứng suất K’N=1 - Ứng suất cho phép của bánh lớn [σ ] tx 2 = [σ ] N .K N =2,6.HB= 2,6. 180= 468 N 2 , 0 tx mm - Ứng suất tiếp xúc cho bánh nhỏ [σ ] tx1 = [σ ] N .K N =2,6.HB= 2,6. 210= 546 N 2 , 0 tx mm Với [σ ] N tra bảng (3-9) 0 tx Lấy trị số nhỏ [σ ]tx 2 =468 N/mm2 để tính. b.Ứng suất uốn cho phép: - Số chu kỳ tương đương của bánh lớn Ntđ2=8,709.107>No=5.106 - Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=24,39.107>No=5.106 ⇒ K N = 1. ,, - Tính ứng suất uốn theo công thức (3-5) vì bộ truyền làm việc một chiều (1,4 ÷ 1,6)σ −1 K N ,, [σ ] u = nK σ - Giới hạn mỏi uốn thép 45 σ −1 = 0,42 * σ b = 0,42 * 600 = 252 N mm 2 - Giới hạn mỏi uốn thép 35 σ −1 = 0,42 * σ b = 0,42 * 500 = 210 N mm 2 Lấy hệ số an toàn n=1,5 (thép rèn); hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K σ = 1,8 Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 15
16. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 - Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ [σ ] u1 = 1,4.252.1 = 130,67 N mm 2 1,5.1,8 - Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn 1,4.210.1 [σ ] u 2 = = 108,89 N mm 2 1,5.1,8 3.Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K K= Ktt.Kđ=1,3 4.Chọn hệ số tải trọng bánh răng ψA b ψA = = 0,4 A 5.Xác định khoảng cách trục A theo công thức (3-9) 2 2  1,05.10 6  KN 1,05.10 6  1,3.3,16 A ≥ ( i + 1) 3   [σ ] i  ψ n = ( 2,8 +1)  3   468.2,8   0,4.50,4 =193mm  tx  A 2   Lấy A=193mm 6. Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: Vận tốc vòng [công thức (3-17)] 2πAn1 2π .193.141,2 v= = = 0,75 m 60.1000( i + 1) 60.1000.( 2,8 + 1) s Với vận tốc này theo bảng 3-11 có thể chọn cấp chính xác 9. 7.Định chính xác hệ số tải trọng K K=Ktt.Kđ Với Ktt=1 (tải trọng không thay đổi) Kđ=1,1 (bảng 3-13) Ta có K=1,1 1,3 −1,1 Sai số ∆K = = 0,15 = 15% >5% khác với trị số dự đoán nên cần điều chỉnh lại khoảng cách trục A 1,3 K 1,1 A = Asb 3 = 1933 = 182,5mm K sb 1,3 8.Xác định modun, số răng, chiều rộng bánh răng và xác định chính xác khoảng cách trục A: - Môđun: m=(0,01 ÷ 0,02).A=(0,01 ÷ 0,02).182,5=(1,825 ÷ 3,65)mm Trị số mô đun lấy theo tiêu chuẩn (bảng 30-1), m=2,5mm - Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ): 2A 2.182,5 Z1 = = = 38,4 m( i + 1) 12,5( 2,8 + 1) Lấy Z1=39 - Số răng bánh lớn: Z2=i.Z1=3.39=109,2 Lấy Z2=110 - Xác định chính xác khoảng cách trục A: A=0,5m(Z1+Z2)=0,5(39+110)2,5=186,25mm - Chiều rộng bánh răng: b=ψ A . A = 0,4.186,25 = 74,5mm 9.Kiểm nghiệm lại sức bền uốn của răng - Số răng tương đương Bánh nhỏ: Ztđ1=Z1=39 Bánh lớn: Ztđ2=Z2=110 - Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng Bánh nhỏ: y1=0,471 Bánh lớn: y2=0,517 - Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ [công thức (3-33)] 19,1.10 6 KN 19,1.10 6.1,1.3,16 σ u1 = = = 54,97 N y1 m 2 Z 1 nb 0,471.( 2,5) 2 .39.141,2.74,5 mm 2 ⇒ σ u1 < [σ u1 ] = 130,47 N / mm 2 - Ứng suât uốn tại chân răng bánh lớn [công thức (3-40)] y1 0,471 σ u 2 = σ u1 = 54,97. = 50,08 N y2 0,517 mm 2 ⇒ σ u 2 < [σ u 2 ] = 108,89 N / mm 2 10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột - Ứng suất tiếp xúc cho phép [công thức (3-43)]: Bánh nhỏ: [ σ ] txqt1 = 2,5[σ ] N otx1 = 2,5.2,6.210 = 1365 N mm 2 Bánh lớn: [σ ] txqt 2 = 2,5[σ ] N otx 2 = 2,5.2,6.180 = 1170 N mm 2 Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 16
17. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 - Ứng suất uốn cho phép [công thức (3-46)]: Bánh nhỏ: [ σ ] uqt1 = 0,8.σ ch1 = 0,8.300 = 240 N mm 2 Bánh lớn: [σ ] uqt 2 = 0,8.σ ch2 = 0,8.260 = 208 N mm 2 - Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc [công thức (3-13) và (3-41)] 1,05.10 6 ( i +1) KN 3 σ =σ K = txqt tx qt .1 A.i bn 2 1,05.10 6 3,8 3.1,1.3,16.1 = = 453,79 N 186,25.2,8 74,5.50,4 mm 2 Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số ứng suất cho phép của bánh lớn và bánh nhỏ - Kiểm nghiệm sức bền uốn [công thức (3-42) ] Bánh nhỏ: σ uqt1 = σ u1 K qt = 130,67 N < [ σ ] uqt1 mm 2 Bánh lớn: σ uqt 2 = σ u 2 K qt = 108,89 N 2 < [σ ] uqt 2 mm 11.Các thông số hình học của bộ truyền - Môdun: m=2,5. - Số răng: Z1=39; Z2=110 - Góc ăn khớp: α = 20 0 - Đường kính vòng chia (vòng lăn): dc1=d1=mZ1=2,5.39=97,5 mm dc2=d2=mZ2=2,5.110=275 mm - Khoảng cách trục A=186,25 mm - Chiều rộng bánh răng b=74,5 mm - Đường kính vòng đỉnh: De1=dc1+2m =97,5+2.2,5=102,5 mm De2=dc2+2m= 275+2.2,5=280 mm - Đường kính vòng chân: Di1=dc1-2m-2c=dc1-2m-2.0,25m=dc1-2,5m=97,5-0,25.2,5=91,25 mm Di2=dc2-2m-2c=dc2-2m-2.0,25m=dc2-2,5m=275-0,25.2,5=268,75 mm 12. Tính lực tác dụng lên trục [công thức (3-49)] 2M x 2.9,55.10 6 N 2.9,55.10 6.3,16 - Lực vòng: P= = = = 4384,1N d1 d1n1 97,5.141,2 - Lực hướng tâm: Pr=Ptg α = 4384,1.tg200=1595,68 N. Bài 14: Hãy thiết kế bộ truyền động trục vít – bánh vít với các thông số sau: Phương án Phương án Thông số Phương án 3 1 2 Công suất cần truyền (kw) 3.5 5 1.5 Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 17
18. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 Số vòng quay trục dẫn (vg/phút) 480 450 400 Số vòng quay trục bị dẫn (vg/phút) 21,82 22,5 16,67 Thời gian làm việc 2ca/ngày - Năm 5 năm 5 năm 5 năm - Ngày/năm 360 ngày 360 ngày 360 ngày Giải PHƯƠNG ÁN 1: 1. Giả thiết vận tốc trượt trung bình vt=2 ÷ 5, vành bánh vít được chế tạo bằng đồng thanh nhôm sắt bpA k 9-4; trục vít được chế tạo bằng thép 45 tôi cải thiện có HRC < 45. 2. Định ứng suất cho phép của răng bánh vít theo bảng 4-4: [σ ] 0u = 92 N / mm 2 ; [σ ] tx = 160 N / mm 2 (Theo bảng 4-5 do đồng thanh có độ cứng cao [σ ] bk > 300 N/mm2, ứng suất chọn theo điều kiện tránh dính và trong trường hợp này trị số ứng suất tiếp xúc không phụ thuộc vào số chu kì ứng suất). Số chu kì làm việc: N = 21,82.2.8.60.5.360=3,78.107 10 6 10 6 K " = 8 = 8 = 0,6 N 3,78.10 7 Từ [bảng 4-4] tra trị số ứng suất uốn cho phép rồi nhân với các trị số K”N tương ứng, ta có: [σ ] 0u = 92.0,365 = 58,42 N / mm 2 3. Tỉ số truyền i và chọn số mối ren trục vít và số ren bánh vít: 480 i= = 22 21,82 - Chọn số mối ren trục vít Z1=2, - Số răng bánh vít Z 2 = iZ 1 = 2.22 = 44 - Tính lại tỉ số truyền: Z 2 44 i= = = 22 Z1 2 - Số vòng quay thực trong một phút của bánh vít: n1 480 n2t = = = 21,82vg / ph i 22 4. Chọn sơ bộ trị số hiệu suất η và hệ số tải trọng K: Với Z1=2 chọn η = 0,8 Công suất trên bánh vít: N 2 = η.N1 = 0,8.3,5 = 2,8 KW Định sơ bộ K=1,1 (giả thiết v2 < 3 m/s) 5. Định m và q: Theo công thức 4-9: 2 2  1,45.10 6  KN 2  1,45.10 6  1,1.2,8 m q≥  3 3  [σ ] Z   n =3   160.44   21,82 = 18,16  tx 2  2t   Chọn m=10, q=8 có m3 q =20. 6. Kiểm nghiệm vận tốc trượt, hiệu suất và hệ số tải trọng: - Vận tốc trượt [công thức (4-11)]: m.n 10.480 vt = t 2 + q2 = 2 2 + 8 2 = 2,073m / s 19100 19100 Để tính hiệu suất ,theo bảng 4-8 lấy hệ số ma sát f= 0,035; do đó ρ=2. Với Z1=2 và q=8 theo bảng 4-7 tìm được góc vít λ = 140 02'10" - Hiệu suất [công thức (4-12) ]: tgλ tg140 2'10" η = ( 0,96 ÷ 0,98) = 0,96 = 0,835 tg ( λ + ρ ') ( 0 tg 14 2'10" ) Trị số hiệu suất tìm được không chênh lệch nhiều so với dự đoán nên không cần phải tính lại công suất trên bánh vít N2. - Vận tốc vòng của bánh vít [công thức (4-15) ]: πd 2 n 2 π .mZ 2 n 2 π .10.44.21,82 v2 = = = = 0,5m / s 60.1000 60.1000 60.100 Vì tải trọng không thay đổi và như giả thiết ở trên v2<3 m/s, do đó: K=Ktt.Kđ=1.1,1=1,1 Phù hợp với dự đoán, vì v2<2 m/s có thể chế tạo với cáp chính xác 9. 7. Kiểm nghiệm ứng suất uốn của bánh vít [công thức (4-16)]: - Số răng tương đương của bánh vít: Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 18
19. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 Z2 44 Ztd = 3 = 3 0 = 48,19 ( ) cos λ cos 14 2'10" Chọn Ztđ=48. - Hệ số dạng răng [bảng (3-18)]: y=0,487 15.10 6 KN 2 15.10 61,1.2,8 σu = = 3 = 12,35 N / mm 2 m.Z 2 yqn2 10 .44.0,487.8.21,82 ⇒ σ u < [σ ] u 8. Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền [bảng 4-3]: - Modun: m=10mm - Số mối ren trục vít: Z1=2 - Số mối ren bánh vít: Z2=44 - Hệ số đường kính: q=8 - Góc ăn khớp: α = 20 0 - Góc vít: λ = 14 0 2'10" - Hệ số chiều cao răng: f0=1 - Hệ số chiều cao đầu răng: h’=10 - Bước ren trục vít: t=31,4 mm - Bước xoắn ốc của ren trục vít: s=63,8 mm - Khoảng cách trục: A=0,5m(q+Z2)=0,5.10(8+44)=260 mm. - Đường kính vòng chia (vòng lăn) trục vít: dc1=d1=8.10=80 mm - Đường kính vòng đỉnh trục vít: De1=dc1+2f0m=80+2.1.10=100 mm - Đường kính vòng chân ren trục vít: Dil=dc1-2f0m-2c0m=80.2.1.10-2.0,25.10=55 mm - Chiều dài phần có ren của trục vít: L ≥ (11+0,06Z2)m=(11+0,06.44).10=136,4 mm - Vì trục vít được mài cho nên tăng chiều dài L lên 35 ÷ 40 , lấy: L=136,4+35=171,4 mm - Để trách mất cân bằng cho trục vít, chọn chiều dài L bằng một số nguyên lần bước dọc. L L 171,4 Vì: X = = = = 5,46 ta π .m π .10 Lấy X=6, định chính xác: L=6. π .10=188,5 mm - Đường kính vòng chia của bánh vít: dc2=d2=44.10=440 mm - Đường kính vòng đỉnh của bánh vít: De2=(Z2+2f0)m=(44+2)10=460 mm - Đường kính ngoài của bánh vít: Dn=De2+1,5m=460+1,5.10=475 mm 9. Lực tác dụng: - Lực vòng P1 trên trục vít bằng lực dọc trục Pa2 trên bánh vít [công thức(4-23)]: 2M 1 2.9,55.10 6.3,5 P = Pa 2 = 1 = = 1740,9 N d1 80.480 - Lực vòng P2 trên bánh vít bàng lực dọc trục Pa1 trên trục vít [Công thức (4-24)]: 2M 2 2.9,55.10 6.0,835.3,5 P2 = Pa1 = = = 5814 N d2 440.21,82 Với M2=η.iM 1 - Lực hướng tâm Pr1 trên trục vít bằng lực hướng tâm Pr2 trên bánh vít [công thức (4-25)]: Pr1 = Pr 2 = P2 tgα = 5814.tg 20 0 = 2116 N Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 19
20. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 Bài tập 15: Hãy thiết kế bộ truyền động xích với bộ truyền nằm ngang, bôi trơn định kỳ, trục đĩa xích không điều chỉnh được. Phương án Phương án Thông số Phương án 3 1 2 Công suất cần truyền (kw) 3,27 4,68 1,40 Số vòng quay trục dẫn (vg/phút) 480 500 600 Số vòng quay trục bị dẫn 141,2 131,6 166,7 (vg/phút) Thời gian làm việc 2 ca/ngày 5 năm 5 năm 5 năm - Năm 360 ngày 360 ngày 360 ngày - Ngày Giải PHƯƠNG ÁN 1: 1. Chọn loại xích: Chọn xích con lăn vì rẻ hơn xích răng, và không yêu cầu bộ truyền phải làm việc phải làm việc êm, không ồn. 2. Định số răng đĩa xích n 480 Theo bảng 6-3 với tỉ số truyền i = n = 141,2 = 3,4 chọn số răng đĩa dẫn Z1=23. 1 2 Số răng đĩa bị dẫn: Z2= iZ1= 3,4.23= 78,2 Lấy Z2=79 3. Định bước xích t Tính hệ số điều kiện sử dụng [công thức (6-6)] k=kđkAkokđckbkc Trong đó: kđ=1 - tải trọng êm kA=1- chọn khoảng cách trục A= (30 ÷ 50)t ko=1- đường nối 2 tâm đĩa xích làm đường nằm ngang một góc nhỏ hơn 600. kđc=1,25- trục không điều chỉnh được và cũng không có đĩa con lăn căng xích. kb=1,5 -bôi trơn gián đoạn (định kỳ). kc=1,25- bộ truyền làm việc 2 ca. ⇒ k=1.1.1.1,25.1,5.1,25= 2,344 Z 25 25 - Hệ số răng đĩa dẫn: k Z = Z = Z = 23 = 1,087 01 1 1 n 600 - Hệ số vòng quay đĩa dẫn: k n = n = 480 = 1,25 (lấy n01=600 vòng/phút) 01 1 - Công suất tính toán của bộ truyền xích [công thức (6-7)] Nt= k kZ kn N= 2,344.1,087.1,25.3,27= 10,415 kW Tra bảng 6-4 với no1=600 vòng/phút, xích ống con lăn 1 dãy có bước xích t=19,05mm, diện tích bản lề xích F=105,8mm2, có công suất cho phép [ N ] =11,8kW. Với loại xích này theo bảng 6-1 tìm được kích thước chủ yếu của xích, tải trọng phá hỏng Q=25000N, khối lượng 1 mét xích q=1,52 kg. Kiểm nghiệm số vòng quay của đĩa xích theo điều kiện (6-9). Theo bảng (6-5) với t=19,05mm và số răng đĩa dẫn Z1= 23, số vòng quay giới hạn ngh của đĩa dẫn có thể lớn hơn 1500 vòng/phút, như vậy điều kiện (6-9) được thõa mãn (n1=480 vòng/phút) 4. Định khoảng cách trục A và số mắc xích X: Theo công thức (6-13) A= (30 ÷ 50)t Lấy A=40t= 40.19,05=762mm - Tính số mắc xích theo [công thức (6-4)] 2 2 Z + Z 2 2 A  Z 2 − Z1  t 23 + 79 2.762  79 − 23  19,05 X = 1 + +  = + +  = 132,99 2 t  2π  A 2 19,05  2π  762 Lấy X=134 - Kiểm nghiệm số lần va đập u của bản lề xích trong 1 giây 4v Z 1 n1 23.480 u= = = = 5,49 L 15 X 15.134 Theo [bảng 6-7], số lần va đập cho phép [u ] = 35 nên điều kiện u ≤ [u ] được thõa mãn. - Tính chính xác khoảng cách trục A theo số mắc xích đã chọn [công thức (6-3)] t   Z − Z1   2 2 Z + Z2  Z + Z2  A= X − 1 + X − 1  − 8 2   4  2  2   2π    19,05   79 − 23   2 2 23 + 79  23 + 79  = 136 − + 136 −  − 8   = 791,41mm 4   2  2   2π    Lấy A=792 mm Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 20
21. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 Để đảm bảo độ võng bình thường, tránh cho xích khỏi bị căng quá, giảm khoảng cách trục A một khoảng ∆A = (0,002 ÷ 0,004) A .Chọn ∆A = 0,003. A = 0,003.792 = 2,376 Cuối cùng lấy A=790 mm 5. Tính đường kính vòng chia của đĩa xích [công thức (6-1)] t 19,05 d c1 = = = 139,9mm - Đĩa dẫn: 180 180 sin sin Z1 23 Lấy dc= 140 mm t 19,05 d c2 = = = 479,2mm - Đĩa bị dẫn: 180 180 sin sin Z2 79 Lấy dc2= 479 mm 6. Tính lực tác dụng lên trục: 6.10 7 k t N 6.10 71,15.3,27 R ≈ kt P = = = 1073N Z 1tn1 23.19,05.480 Trong đó: kt=1,15 – bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng 1 góc nhỏ hơn 400 so với đường nằm ngang. Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 21
22. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 Bài tập 16: Dựa vào kết quả của bài tập 12 và 13, tính toán trục và chọn ổ lăn cho các trục (từ BT12: PA 1-1; PA 2-2; PA 3-3). Giải Số liệu: - Các lực tác dụng lên bánh 12 +Lực vòng P12=1927,69 N +Lực hướng tâm Pr12= 701,6 N - Các lực tác dụng lên bánh 13 +Lực vòng P13= 4384,1 N +Lực hướng tâm Pr13=1595,68 N - Chọn công suất tính toán N=3,16 kW - Số vòng quay n=141,2 vòng /phút - Chiều rộng bánh 12 là 59,4 mm. - Chiều rộng bánh 13 là 74,5 mm. 1. Chọn vật liệu: Dùng thép 45. 2. Tính sức bền trục: a. Tính sơ bộ trục: Theo công thức (7-2) : N 3,16 d ≥C3 =1203 = 33,8 n 141,2 C=130 ÷ 110; lấy C= 120. Trị số đường kính chổ lắp ổ cần lấy tăng sao cho con số hàng đơn vị là số 0 hoặc 5 nên ta lấy d= 35 mm. Theo tiêu chuẩn ổ bi đỡ một dãy lấy chiều rộng ổ là 14. b. Tính gần đúng: Để tính các kích thước chiều dài của trục có thể tham khảo hình 7-3, [bảng 7-1]. Ta chọn các kích thước sau: - Khoảng cách từ mặt cạnh bánh răng đến thành trong của hộp bằng 12 mm. - Khoảng cách giữa các bánh răng bằng 12 mm. - Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp bằng 10 mm. Tổng hộp các kích thước ở trên, ta tìm được chiều dài các đoạn trục cần thiết: a=58,7 mm; b= 78,95 mm; c= 66,25 mm; Vẽ sơ đồ phân tích lực lên bánh răng: P12 Pr12 Pr13 P13 RBX RAX RAY RBY a b c Muy Mux MX + Xác định phản lực ở hai gối tựa C và D. Do lực hướng tâm Pr12 và Pr13 gây ra. - Phương trình cân bằng môment tại điểm A: MA(Y)= RBY(a+b+c)+ Pr13(a+b)- Pr12a=0 − Pr13 (a + b) + Pr12 a −1595,68(58,7 + 78,5) + 701,6.58,7 ⇔ R BY = = = −875,24 N a +b +c 58,7 + 78,95 + 66,25 Do RBY có giá trị âm nên có chiều ngược lại với hình vẽ. Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 22
23. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 - Phương trình cân bằng lực RAY= Pr12-RBY-Pr13= 701,6+ 875,24- 1595,68= -18,84 N Do RAY có giá trịam nên có chiều ngược với chiều hình vẽ. Do lực vòng P2, P3 gây ra. - Phương trình cân bằng môment tại điểm A: MA(X)= RBX(a+b+c)- P13(a+b)- P12.a=0 P (a + b) + P a 4384,1(58,7 + 78,95) +1927,69.58,7 ⇔ R BX = 13 12 = = 3515 N a +b +c 58,7 + 78,95 + 66,25 - Phương trình cân bằng lực: RAX= P12+ P13- RBX= 1927,69+ 4384,1- 3515,69=2797 N - Moment xoắn: 9,55.10 6 N 9,55.10 6.3,16 MX = = = 213725 Nmm n 141,2 M u ( I − I ) = M uX + M uY = 164184 2 + 1106 2 = 164188 Nmm 2 2 M u ( II − II ) = M uX + M uY = 232869 2 + 57985 2 = 239979 Nmm 2 2 M tđ ( I −I ) = M u ( I −I ) + 0,75M X = 164188 2 + 0,75.213725 2 = 247419 Nmm 2 2 M td ( II − II ) = M u2( II − II ) + 0,75M X = 239979 2 + 0,75.213725 2 = 303066 Nmm 2 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm theo công thức (7-3): - Đường kính trục ở tiết diện I-I: M tđ ( I −I ) d1 = 3 0,1(1 − β 4 )[σ ] d0 Tỉ số β = =0 vì trục không khoét lổ. d Theo bảng 7-2 với vật liệu của trục bằng thép 45 có ứng suất cho phép [σ ] = 50 N σ b = 600 N mm 2 , giới hạn bền mm 2 . 247419 ⇒ d1 = 3 = 36,7 mm 0,1.50 Lấy d1= 40 mm vì trục có làm rãnh then. - Đường kính trục ở tiết diện II-II: 303066 ⇒d2 = 3 = 39,28mm 0,1.50 Vì trục có làm rãnh then nên lấy d2= 42 mm. + Tính chính xác trục: Chọn then để lắp bánh răng 12 với trục: Chọn then bằng theo TCVN 150-64 [bảng 7-23]: b=12; h=8; t=4,5; t1 =3,6; A k=4,4; bánh răng 12 lắp với trục với đường kính 40mm theo kiểu lắp C1 . - Kiểm nghiệm ở tiết diện I-I theo công thức (7-5) nσ nτ n= ≥ [ n] nσ + nτ2 2 Trong công thức : σ −1 nσ = kσ σ a + ψ 0σ m εσ β τ −1 nτ = kτ τ a + ψ 0τ m ετ β Theo đề ra trục quay 1chiều nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng: M u 164188 σ a = σ max = −σ min = = = 29,8 N W 5510 mm 2 σm = 0 ; W=5510 mm3 - Ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kỳ mạch động: τ Max Mx 213725 τa =τm = = = = 9,1 N 2 2 W0 2.11790 mm 2 W0= 11790 mm3 σ −1 = (0,4 ÷ 0,5)σb Chọn σ −1 = 0,45σ b = 0,45.600 = 270 N mm 2 τ −1 = ( 0,2 ÷ 0,3)σ b Chọn τ −1 = 0,25σ b = 0,25.600 = 150 N mm 2 Hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi ψσ vàψτ đối với thép cacbon trung bình ψσ = 0,1 và ψτ = 0,05 . Hệ số tăng bền β =1 . Tính hệ số kσ , kτ , εσ , ετ . Theo bảng 7-4 chon được εσ = 0,85 ; ετ = 0,73 ; tập trung ứng suất do rãnh then bảng 7-8 kσ =1,63 ; kτ =1,5 ; Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 23
24. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 k 1,63 Tỷ số ε = 0,85 = 1,92 σ σ kτ 1,5 = = 2,05 ετ 0,73 Tập trung ứng suất do căng, với kiểu C1, áp suất trên bề mặt lớn hơn 30 N mm 2 , tra bảng 7-10 ta có: kσ = 2,7 εσ kτ k  = 1 + 0,6 σ − 1 = 1 + 0,6( 2,7 − 1) = 2,02 ε  ετ  σ  σ −1 270 nσ = = = 3,36 kσ 2,7.29,8 + 0,05.0 σ a +ψ σ σ m εσ β τ −1 150 nτ = = = 5,59 kτ 2,7.9,1 + 0,05.9.1 τ a + ψ ττ m ττ β 3,36.5,99 n= = 2,93 > [n ] 3,36 2 + 5,99 2 Hệ số an toàn cho phép thừơng lấy [ n] = (1,5 ÷2,5) . Kiểm nghiệm then: Đường kính trục lắp then: 40 mm, kích thước then b=12; h= 8; t=4,5; t1= 3,6; k=4,2; lấy chiều dài làm việc của then l=1,5.0,8.d=1,5.0,8.40= 48 mm. - Kiểm nghiệm về sức bền dập: 2 M x 2.213725 σd = = = 50,6 N dkl 40.4,4.48 mm 2 - Ứng suất dập cho phép bảng 7-20 [ σ ] d = 100 N mm 2 - Kiểm nghiệm về sức bền cắt: 2M x 2.203725 τc = = = 18,55 N dbl 40.12.48 mm 2 - Ứng suất cắt cho phép bảng 7-21 [τ ] c = 120 N mm 2 + Chọn then để lắp bánh răng 13 với trục: Chọn then bằng theo TCVN 150-64 [bảng 7-23]: b=12; h=8; t=4,5; t1 =3,6; A k=4,4; bánh răng 13 lắp với trục với đường kính 42mm theo kiểu lắp C1 . - Kiểm nghiệm ở tiết diện II-II theo [công thức (7-5)]: nσ nτ n= ≥ [ n] nσ + nτ2 2 Trong công thức : σ −1 nσ = kσ σ a + ψ 0σ m εσ β τ −1 nτ = kτ τ a + ψ 0τ m ετ β Theo đề ra trục quay 1chiều nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng: M u 164188 σ a = σ max = −σ min = = = 25,5 N W 6450 mm 2 σm = 0 ; W=6450 mm3 - Ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kỳ mạch động: τ Max Mx 213725 τa =τm = = = = 7,8 N 2 2 W0 2.13720 mm 2 W0= 13720 mm3 σ −1 = (0,4 ÷ 0,5)σb Chọn σ −1 = 0,45σ b = 0,45.600 = 270 N mm 2 τ −1 = ( 0,2 ÷ 0,3)σ b Chọn τ −1 = 0,25σ b = 0,25.600 = 150 N mm 2 Hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi ψσ vàψτ đối với thép cacbon trung bình ψσ = 0,1 và ψτ = 0,05 . Hệ số tăng bền β =1 Tính hệ số kσ , kτ , εσ , ετ Theo bảng 7-4 chọn được εσ = 0,83 ; ετ = 0,71 ; tập trung ứng suất do rãnh then [bảng 7-8] kσ =1,63 ; kτ =1,5 . Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 24
25. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 k 1,63 Tỷ số ε = 0,83 = 1,96 σ σ kτ 1,5 = = 2,1 ετ 0,71 Tập trung ứng suất do căng, với kiểu C1, áp suất trên bề mặt lớn hơn 30 N mm 2 , tra bảng 7-10 ta có: kσ = 2,76 εσ kτ k  = 1 + 0,6 σ − 1 = 1 + 0,6( 2,76 − 1) = 2,056 ε  ετ  σ  σ −1 270 nσ = = = 3,84 kσ 2,76.25,5 + 0,05.0 σ a +ψ σ σ m εσ β τ −1 150 nτ = = = 6,84 kτ 2,1.7,8 + 0,05.7,8 τ a +ψ ττ m ετ β 3,84.6,84 n= = 3,35 > [n ] 3,84 2 + 6,84 2 Hệ số an toàn cho phép thừơng lấy [ n] = (1,5 ÷2,5) Kiểm nghiệm then Đường kính trục lắp then: 42 mm, kích thước then b=12; h= 8; t=4,5; t1= 3,6; k=4,2; lấy chiều dài làm việc của then l=1,5.0,8.d=1,5.0,8.42= 50 - Kiểm nghiệm về sức bền dập: 2 M x 2.213725 σd = = = 46,3 N dkl 42.4,4.50 mm 2 - Ứng suất dập cho phép bảng [7-20]: [ σ ] d = 100 N mm 2 - Kiểm nghiệm về sức bền cắt: 2 M x 2.203725 τc = = = 17 N dbl 42.12.50 mm 2 - Ứng suất cắt cho phép bảng 7-21 [τ ] c = 87 N mm 2 Đường kính ngõng trục lắp ổ lăn là 35mm nên chọn ổ bi đỡ một dãy, đường kính trong 35mm, cỡ đặc biệt nhẹ theo tiêu chuẩn ΓOCT 8338-57 Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 25
26. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 k 1,63 Tỷ số ε = 0,83 = 1,96 σ σ kτ 1,5 = = 2,1 ετ 0,71 Tập trung ứng suất do căng, với kiểu C1, áp suất trên bề mặt lớn hơn 30 N mm 2 , tra bảng 7-10 ta có: kσ = 2,76 εσ kτ k  = 1 + 0,6 σ − 1 = 1 + 0,6( 2,76 − 1) = 2,056 ε  ετ  σ  σ −1 270 nσ = = = 3,84 kσ 2,76.25,5 + 0,05.0 σ a +ψ σ σ m εσ β τ −1 150 nτ = = = 6,84 kτ 2,1.7,8 + 0,05.7,8 τ a +ψ ττ m ετ β 3,84.6,84 n= = 3,35 > [n ] 3,84 2 + 6,84 2 Hệ số an toàn cho phép thừơng lấy [ n] = (1,5 ÷2,5) Kiểm nghiệm then Đường kính trục lắp then: 42 mm, kích thước then b=12; h= 8; t=4,5; t1= 3,6; k=4,2; lấy chiều dài làm việc của then l=1,5.0,8.d=1,5.0,8.42= 50 - Kiểm nghiệm về sức bền dập: 2 M x 2.213725 σd = = = 46,3 N dkl 42.4,4.50 mm 2 - Ứng suất dập cho phép bảng [7-20]: [ σ ] d = 100 N mm 2 - Kiểm nghiệm về sức bền cắt: 2 M x 2.203725 τc = = = 17 N dbl 42.12.50 mm 2 - Ứng suất cắt cho phép bảng 7-21 [τ ] c = 87 N mm 2 Đường kính ngõng trục lắp ổ lăn là 35mm nên chọn ổ bi đỡ một dãy, đường kính trong 35mm, cỡ đặc biệt nhẹ theo tiêu chuẩn ΓOCT 8338-57 Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 25
27. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 k 1,63 Tỷ số ε = 0,83 = 1,96 σ σ kτ 1,5 = = 2,1 ετ 0,71 Tập trung ứng suất do căng, với kiểu C1, áp suất trên bề mặt lớn hơn 30 N mm 2 , tra bảng 7-10 ta có: kσ = 2,76 εσ kτ k  = 1 + 0,6 σ − 1 = 1 + 0,6( 2,76 − 1) = 2,056 ε  ετ  σ  σ −1 270 nσ = = = 3,84 kσ 2,76.25,5 + 0,05.0 σ a +ψ σ σ m εσ β τ −1 150 nτ = = = 6,84 kτ 2,1.7,8 + 0,05.7,8 τ a +ψ ττ m ετ β 3,84.6,84 n= = 3,35 > [n ] 3,84 2 + 6,84 2 Hệ số an toàn cho phép thừơng lấy [ n] = (1,5 ÷2,5) Kiểm nghiệm then Đường kính trục lắp then: 42 mm, kích thước then b=12; h= 8; t=4,5; t1= 3,6; k=4,2; lấy chiều dài làm việc của then l=1,5.0,8.d=1,5.0,8.42= 50 - Kiểm nghiệm về sức bền dập: 2 M x 2.213725 σd = = = 46,3 N dkl 42.4,4.50 mm 2 - Ứng suất dập cho phép bảng [7-20]: [ σ ] d = 100 N mm 2 - Kiểm nghiệm về sức bền cắt: 2 M x 2.203725 τc = = = 17 N dbl 42.12.50 mm 2 - Ứng suất cắt cho phép bảng 7-21 [τ ] c = 87 N mm 2 Đường kính ngõng trục lắp ổ lăn là 35mm nên chọn ổ bi đỡ một dãy, đường kính trong 35mm, cỡ đặc biệt nhẹ theo tiêu chuẩn ΓOCT 8338-57 Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 25
28. sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 k 1,63 Tỷ số ε = 0,83 = 1,96 σ σ kτ 1,5 = = 2,1 ετ 0,71 Tập trung ứng suất do căng, với kiểu C1, áp suất trên bề mặt lớn hơn 30 N mm 2 , tra bảng 7-10 ta có: kσ = 2,76 εσ kτ k  = 1 + 0,6 σ − 1 = 1 + 0,6( 2,76 − 1) = 2,056 ε  ετ  σ  σ −1 270 nσ = = = 3,84 kσ 2,76.25,5 + 0,05.0 σ a +ψ σ σ m εσ β τ −1 150 nτ = = = 6,84 kτ 2,1.7,8 + 0,05.7,8 τ a +ψ ττ m ετ β 3,84.6,84 n= = 3,35 > [n ] 3,84 2 + 6,84 2 Hệ số an toàn cho phép thừơng lấy [ n] = (1,5 ÷2,5) Kiểm nghiệm then Đường kính trục lắp then: 42 mm, kích thước then b=12; h= 8; t=4,5; t1= 3,6; k=4,2; lấy chiều dài làm việc của then l=1,5.0,8.d=1,5.0,8.42= 50 - Kiểm nghiệm về sức bền dập: 2 M x 2.213725 σd = = = 46,3 N dkl 42.4,4.50 mm 2 - Ứng suất dập cho phép bảng [7-20]: [ σ ] d = 100 N mm 2 - Kiểm nghiệm về sức bền cắt: 2 M x 2.203725 τc = = = 17 N dbl 42.12.50 mm 2 - Ứng suất cắt cho phép bảng 7-21 [τ ] c = 87 N mm 2 Đường kính ngõng trục lắp ổ lăn là 35mm nên chọn ổ bi đỡ một dãy, đường kính trong 35mm, cỡ đặc biệt nhẹ theo tiêu chuẩn ΓOCT 8338-57 Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 25

Bài tập chi tiết máy bộ truyền đai năm 2024

Bài Viết Liên Quan

Quảng Cáo

Có thể bạn quan tâm

Toplist được quan tâm

Quảng cáo

Xem Nhiều

Quảng cáo

Chúng tôi

Điều khoản

Trợ giúp

Mạng xã hội