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 v107, 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% 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% = = 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% 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