bài tập lớn môn chi tiết máy thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn phương án số 8

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA CƠ KHÍ  BÀI TẬP LỚN MÔN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN Phương án số 8 Giảng viên hướng dẫn: ThS... 5 PHẦN I: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA CƠ KHÍ



BÀI TẬP LỚN MÔN CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN Phương án số 8

Giảng viên hướng dẫn: ThS Thân Trọng Khánh Đạt Sinh viên thực hiện: Bùi Trọng Tuấn

MSSV: 2110641 Lớp L01

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 5

PHẦN I: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 7

1.1 Chọn động cơ điện 7

1.1.1 Hiệu suất của hệ thống 7

1.1.2 Công suất cần thiết 7

1.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ 7

1.1.4 Chọn động cơ điện và thông số của động cơ 7

1.2 Phân phối tỷ số truyền 8

2.2.5 Số vòng chạy đai trong một giây 12

2.2.6 Tính góc ôm đai và kiểm nghiệm điều kiện trượt trơn 12

2.3 Bảng thông số bộ truyền đai 14

PHẦN III: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC TRỤC VÍT – BÁNH VÍT 15

3.1 Chọn vật liệu trục vít, bánh vít 15

3.5 Khoảng cách trục và môđun 16

3.6 Các kích thước chính của bộ truyền 17

3.7 Kiểm nghiệm vận tốc trượt, hệ số tải trọng và tính hiệu suất 17

LỜI NÓI ĐẦU

Trong cuộc sống, ta có thể bắt gặp các hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như trong sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu

Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó giúp ta củng cố những kiến thức đã học trong các môn Nguyên lý máy, Sức bền vật liệu, Vẽ kỹ thuật cơ khí… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Thêm vào đó, quá trình thực hiện đồ án còn giúp các sinh viên bổ sung và hoàn thiện cách tính toán, cách dùng các phần mềm bổ trợ như Matlab, AutoCAD… nhằm nâng cao trình độ, kiến thức của sinh viên

Em xin chân thành cảm ơn thầy Thân Trọng Khánh Đạt, các thầy cô và các bạn trong khoa Cơ khí tận tình hướng dẫn và giúp đỡ em trong quá trình thực hiện đồ án này

Với kiến thức còn hạn hẹp, thế nên thiếu sót là điều không thể tránh khỏi trong quá trình thực hiện, em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn

Sinh viên thực hiện

Sơ đồ hệ thống thùng trộn:

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm: 1 – Động cơ điện 3 pha không đồng bộ 2 – Bộ truyền đai thang

3 – Hộp giảm tốc trục vít – bánh vít một cấp 4 – Nối trục đàn hồi

5 – Thùng trộn Số liệu thiết kế:

Công suất trên thùng trộn: 𝑃 = 6,5 𝑘𝑊 Số vòng quay trên thùng trộn: 𝑛 = 30 𝑣𝑔/𝑝ℎ Thời gian phục vụ: 𝐿 = 6 𝑛ă𝑚

Quay một chiều Làm việc hai ca Tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày 1 ca làm việc 8 giờ)

3 4 5 2

1

PHẦN I: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ điện

1.1.1 Hiệu suất của hệ thống

Hiệu suất chung của hệ thống truyền động:

𝜂𝑐ℎ = 𝜂𝑑𝜂𝑡𝑣𝜂𝑜𝑙3𝜂𝑛Theo bảng 3.3, trang 96, [1] ta chọn:

𝜂𝑑 = 0,95: hiệu suất bộ truyền đai thang (0,94 ÷ 0,96)

𝜂𝑡𝑣 = 0,75: hiệu suất bộ truyền trục vít một cấp (0,70 ÷ 0,80) 𝜂𝑜𝑙 = 0,99: hiệu suất một cặp ổ lăn (0,99 ÷ 0,995)

𝜂𝑛 = 0,98: hiệu suất nối đàn hồi (0,98)

𝜂𝑐ℎ = 0,95 × 0,75 × 0,993× 0,98 = 0,678

1.1.2 Công suất cần thiết

Do tải trọng không đổi nên 𝑃𝑡𝑑 = 𝑃 = 6,5 𝑘𝑊 Công suất cần thiết của động cơ:

𝑃𝑐𝑡 = 𝑃𝑡𝑑𝜂𝑐ℎ =

𝑛𝑠𝑏 = 𝑛 × 𝑢𝑠𝑏 = 30 × 40 = 1200 (𝑣𝑔/𝑝ℎ) Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ điện là 1200 vòng/phút

1.1.4 Chọn động cơ điện và thông số của động cơ

Ta chọn động cơ thỏa mãn các điều kiện sau: {𝑛𝑃𝑑𝑐 ≥ 𝑃𝑐𝑡

𝑑𝑐 ≈ 𝑛𝑠𝑏, có nghĩa là ta phải tìm động cơ thỏa mãn { 𝑃𝑑𝑐 ≥ 9,59 𝑘𝑊𝑛𝑑𝑐 = 1200 𝑣𝑔/𝑝ℎ

Căn cứ theo bảng P1.3, [3] ta chọn loại động cơ 4A132M4Y3 có thông số sau đây: Công suất

(kW)

Vận tốc quay (vg/ph)

cosφ η%

1.2 Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền thực của hệ thống dẫn động: 𝑢 = 𝑛𝑑𝑐

𝑛𝑙𝑣 =1458

30 = 48,6 Tỷ số truyền của bộ truyền đai thang: 𝑢𝑑 = 2

Tỷ số truyền của hộp giảm tốc là:

𝑢𝑣 =48,6

2 = 24,3

1.3 Lập bảng đặc tính

1.3.1 Công suất trên các trục

Công suất trên trục I:

𝑃1 = 𝑃𝜂𝑑𝜂𝑜𝑙 = 11 × 0,95 × 0,99 = 10,3455 (𝑘𝑊) Công suất trên trục II:

𝑃2 = 𝑃1𝜂𝑜𝑙 = 10,3455 × 0,99 = 10,242 (𝑘𝑊) Công suất trên trục III (trục làm việc):

𝑃3 = 𝑃2𝜂𝑜𝑙𝜂𝑛 = 10,242 × 0,99 × 0,98 = 9,9368 (𝑘𝑊)

1.3.2 Tốc độ quay trên các trục

Tốc độ quay trên trục I:

𝑛1 =𝑛𝑑𝑐𝑢𝑑 =

2 = 729 (𝑣𝑔/𝑝ℎ) Tốc độ quay trên trục II:

𝑛2 = 𝑛1𝑢𝑣 =

24,3= 30 (𝑣𝑔/𝑝ℎ) Tốc độ quay trên trục III (trục làm việc):

𝑛3 = 𝑛2 = 30 (𝑣𝑔/𝑝ℎ)

1.3.3 Moment xoắn trên các trục

Moment xoắn trên trục động cơ: 𝑇𝑑𝑐 = 9,55 × 10

6× 𝑃𝑑𝑐𝑛𝑑𝑐 =

9,55 × 106× 11

1458 = 72051 (𝑁 𝑚𝑚) Moment xoắn trên trục I:

𝑇1 =9,55 × 10

6 × 𝑃1𝑛1 =

9,55 × 106× 10,3455

729 = 135527,47 (𝑁 𝑚𝑚) Moment xoắn trên trục II:

𝑇2 = 9,55 × 10

6× 𝑃2𝑛2 =

9,55 × 106× 10,242

30 = 3260370 (𝑁 𝑚𝑚)

Moment xoắn trên trục III (trục làm việc): 𝑇3 = 9,55 × 10

6× 𝑃3𝑛3 =

(vg/ph)

1458 729 30 30 Moment xoắn

(N.mm)

72051 135527,47 3260370 3163214,7

PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

2.1 Chọn loại đai

Ta nên chọn loại đai làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có độ bền cao, đàn hồi tốt, ít chịu ảnh hưởng của thay đổi nhiệt độ và độ ẩm (có thể làm việc trong môi trường ẩm ướt) Đai vải cao su thích hợp sử dụng trong các truyền động có vận tốc cao, công suất truyền động nhỏ

Dựa vào công suất động cơ 𝑃đ𝑐 = 11 𝑘𝑊 và số vòng quay 𝑛đ𝑐 = 1458 𝑣𝑔/𝑝ℎ, theo đồ thị 4.22a, trang 167, [1], ta chọn: Đai thang loại B với các thông số sau

Tên gọi Kí hiệu Giá trị Chiều rộng lớp trung hòa bp [1] hay bt [3] 14 mm Chiều rộng mặt trên bo [1] hay b [3] 17 mm Chiều cao đai h 10,5 mm Khoảng cách từ đường trung hòa đến thớ đai ngoài cùng yo 4 mm

Diện tích mặt cắt ngang A 138 mm2Chiều dài đai L 800 ÷ 6300 mm Moment xoắn trên bánh dẫn T1 40 ÷ 190 mm Đường kính nhỏ nhất của bánh đai dẫn d1min 125 ÷ 280 mm

Bảng 4.3 [1]

Hình 2.1 Mặt cắt ngang của đai thang [3]

2.2 Xác định thông số của bộ truyền đai

2.2.1 Xác định đường kính bánh đai nhỏ d1

Ta có: 𝑑1 = 1,2𝑑𝑚𝑖𝑛= 1,2 × 125 = 150 𝑚𝑚 Theo tiêu chuẩn, ta chọn 𝑑1 = 180 𝑚𝑚 Vận tốc dài trên bánh dẫn:

𝑣1 = 𝜋𝑑1𝑛160000=

𝜋 × 180 × 1458

60000 = 13,74 𝑚/𝑠 Do 𝑣1 < 𝑣𝑚𝑎𝑥 = 25 𝑚/𝑠 nên 𝑑1 = 180 𝑚𝑚 thỏa mãn

2.2.2 Xác định đường kính bánh đai lớn d2

Giả sử hệ số trượt tương đối 𝜉 = 0,01 Khi đó, đường kính bánh đai lớn d2 là: 𝑑2 = 𝑢𝑑1(1 − 𝜉) = 2 × 180 × (1 − 0,01) = 356,4 𝑚𝑚 Theo tiêu chuẩn, ta chọn 𝑑2 = 355𝑚𝑚

Tính lại tỷ số truyền thực tế:

𝑢 = 𝑑2𝑑1(1 − 𝜉)=

180 × (1 − 0,01)= 2 Sai số của bộ truyền:

%𝑢 =|𝑢 − 𝑢𝑑|𝑢𝑑 =

𝑘 = 𝐿 −𝜋(𝑑1+ 𝑑2)

2 = 1800 −

𝜋 × (180 + 355)

2 = 959,6 𝑚𝑚 ∆=𝑑2 − 𝑑1

2 =

355 − 180

2 = 87,5 𝑚𝑚 Khi đó khoảng cách trục a có giá trị:

𝑎 =959,6 + √959,6

2− 8 × 87,52

4 = 471,7 𝑚𝑚 Kiểm nghiệm điều kiện: 2(𝑑 + 𝑑 ) ≥ 𝑎 ≥ 0,7(𝑑 + 𝑑 )

2.2.5 Số vòng chạy đai trong một giây

𝑖 =𝑣𝐿=

1,8 = 7,63 𝑠

−1< [𝑖] = 10 𝑠−1 Như vậy số vòng chạy đai trong một giây thỏa điều kiện

2.2.6 Tính góc ôm đai và kiểm nghiệm điều kiện trượt trơn

𝛼1 = 180 − 57(𝑑2− 𝑑1)

𝑎 = 180 − 57 ×

(355 − 180)

471,7 = 158,9° 𝛼1 = 158,9° > 150° nên thỏa điều kiện góc ôm đai đối với đai vải cao su

2.2.7 Tính số đai z

Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc:

𝐶𝑣 = 1 − 0,05(0,01𝑣2− 1) = 1 − 0,05 × (0,01 × 13,742− 1) = 0,956 Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai:

𝐶𝛼 = 1,24 (1 − 𝑒−110𝛼1) = 1,24 × (1 − 𝑒−158,9110 ) = 0,948 Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền u:

𝐶𝑢 = 1,126 do được nội suy với 𝑢 = 2 Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai L:

𝐶𝐿 = √𝐿𝐿0

= √18002240

2.2.8 Định kích thước chủ yếu của bánh đai

Với đai thang loại B, ta có:

Chiều rộng bánh đai: 𝐵1 = 𝐵2 = 2𝑓 + (𝑧 − 1)𝑒 = 2 × 12,5 + (4 − 1) × 19 = 82 𝑚𝑚 Đường kính ngoài bánh đai dẫn: 𝑑𝑛1 = 𝑑1+ 2𝐵 = 180 + 2 × 4,2 = 188,4 𝑚𝑚

Đường kính ngoài bánh đai bị dẫn: 𝑑𝑛2= 𝑑2+ 2𝐵 = 355 + 2 × 4,2 = 363,4 𝑚𝑚

2.2.9 Tính lực tác dụng lên đai và trục

Lực căng đai ban đầu:

𝐹0 = 𝐴[𝜎0] = 𝑧𝐴1[𝜎0] = 4 × 138 × 1 = 552 𝑁 Trong đó: 𝐴 = 138 𝑚𝑚2 là diện tích mặt cắt ngang của đai

𝜎 = 1 𝑀𝑃𝑎 là ứng suất căng đai ban đầu cho phép

Lực căng trên mỗi dây đai:

𝐹05 =

4 = 207 𝑁 Lực vòng có ích:

𝐹𝑡 =1000𝑃1𝑣1 =

1000 × 11

13,74 = 800,6 𝑁 Lực vòng trên mỗi dây đai 200,15N

Lực trên nhánh căng:

𝐹1 = 𝐹0+𝐹𝑡

2 = 552 +800,6

2 = 952,3 𝑁 Lực trên nhánh chùng:

𝐹2 = 𝐹0−𝐹𝑡

2 = 552 −800,6

2 = 151,7 𝑁 Lực căng phụ:

𝐹𝑣 = 𝜌𝐴𝑣2 = 1200 × 138 × 13,742× 10−6 = 31,26 𝑁 Lực tác dụng lên trục:

𝐹𝑟 ≈ 2𝐹0sin (𝛼1

2) = 2 × 552 × sin (158,9

2 ) = 1035,34 𝑁

2.2.10 Ứng suất trong đai

Ứng suất lớn nhất trong dây đai:

𝜎𝑚𝑎𝑥 = 𝜎1+ 𝜎𝑣+ 𝜎𝐹1 = 952,34 × 138+

31,264 × 138+

2 × 4

180 × 100 = 6,23 𝑀𝑃𝑎 Trong đó, ứng suất uốn:

𝜎𝐹1 = 𝜀𝐸 =2𝛾0𝑑1 𝐸 =

(6,23)9 8× 107

2 × 3600 × 7,63= 3452,86 𝑔𝑖ờ Tuổi thọ đai: 3452,86 giờ ≈ 215,8 ngày làm việc

Như vậy, trong khoảng thời gian phục vụ 6 năm, mỗi năm máy làm việc 300 ngày thì cần thay đai khoảng 8 ÷ 9 lần Cần thay đai định kì mỗi 210 ngày làm việc để đảm bảo an toàn cho người và thiết bị

2.3 Bảng thông số bộ truyền đai

Thông số Giá trị

Bánh đai dẫn Bánh đai bị dẫn Đường kính bánh đai 180 mm 355 mm Đường kính ngoài bánh đai 188,4 mm 363,4 mm

PHẦN III: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC TRỤC VÍT – BÁNH VÍT

Thông số đầu vào:

Công suất truyền: 𝑃1 = 10,3455 𝑘𝑊 Tỷ số truyền: 𝑢 = 24,3

Số vòng quay trục vít: 𝑛1 = 729 vòng/phút Số vòng quay bánh vít: 𝑛2 = 30 vòng/phút

3.1 Chọn vật liệu trục vít, bánh vít

Dự đoán vận tốc trượt vs: 𝑣𝑠 ≈(3,7 ÷ 4,6)𝑛1

104 3√𝑇2 = (3,7 ÷ 4,6) × 729

104 3√2469,4875= 3,64 ÷ 4,53 𝑚/𝑠 Trong đó: 𝑇2 = 𝑇1𝑢𝜂 = 135,5 × 24,3 × 0,75 = 2469,4875 𝑁𝑚

Như vậy, với 𝑣𝑠 = 4 𝑚/𝑠, ta chọn cấp chính xác 8

Ta chọn vật liệu chế tạo bánh vít thuộc nhóm 2 (𝑣𝑠 = 4 𝑚/𝑠 < 5 𝑚/𝑠) là đồng thanh không thiếc BCuAl10Fe4Ni4 đúc ly tâm trong khuôn kim loại với 𝜎𝑏 = 600 𝑀𝑃𝑎 và 𝜎𝑐ℎ = 400 𝑀𝑃𝑎

Ta chọn vật liệu chế tạo trục vít là thép có mác thép 20CrNi3A có độ rắn HRC > 45, được mài và đánh bóng

3.2 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép của bánh vít

Ứng suất tiếp xúc cho phép [𝜎𝐻] của bánh vít

𝑇2)9𝑛𝑖𝑡𝑖 = 60 × 30 × 6 × 300 × 2 × 8 = 51,84 × 106 chu kỳ Như vậy ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép của bánh vít lần lượt là:

[𝜎𝐻] = 188 𝑀𝑃𝑎; [𝜎𝐹] = 95,44 𝑀𝑃𝑎

3.3 Chọn số mối ren, tính lại tỷ số truyền và chọn hệ số đường kính

Vì 𝑢 = 24,3 nên ta chọn số mối ren trục vít 𝑧1 = 2 ren Số răng bánh vít: 𝑧2 = 𝑢𝑧1 = 2 × 24,3 = 48,6 răng

Chọn 𝑧2 = 49 răng Tính chính xác tỷ số truyền:

Chọn 𝑞 = 12

3.4 Hiệu suất sơ bộ của bộ truyền

𝜂 ≈ 0,9 (1 − 𝑢

200) = 0,9 × (1 −24,5

200) = 0,79 Hiệu suất của bộ truyền là 0,79

3.5 Khoảng cách trục và môđun

Ta có tải trọng tính: 𝐾𝐻= 𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻𝑉 = 1,06 × 1,4 = 1,484

Trong đó: hệ số tập trung tải trọng 𝐾𝛽 = 1,06 do tải va đập nhẹ

hệ số tải trọng động 𝐾𝑣 = 1,4 dựa trên cấp chính xác 8 và 𝑣𝑠 = 4 𝑚/𝑠 Tính khoảng cách trục aw theo độ bền tiếp xúc:

= 287,7 𝑚𝑚 Tính môđun m:

𝑚 = 2𝑎𝑤𝑧2+ 𝑞=

2 × 287,7

49 + 12 = 9,43 𝑚𝑚 Theo tiêu chuẩn, ta chọn 𝑚 = 9 𝑚𝑚

Tính chính xác khoảng cách trục aw: 𝑎𝑤 =𝑚(𝑧2+ 𝑞)

2 =

9 × (49 + 12)

2 = 274,5 𝑚𝑚

3.6 Các kích thước chính của bộ truyền

Thông số Công thức Trục vít

Đường kính vòng chia 𝑑1 = 𝑚𝑞 = 9 × 12 = 108 𝑚𝑚

Đường kính vòng đỉnh 𝑑𝑎1 = 𝑑1+ 2𝑚 = 108 + 2 × 9 = 126 𝑚𝑚 Đường kính vòng đáy 𝑑𝑓1= 𝑑1− 2,4𝑚 = 108 − 2,4 × 9 = 86,4 𝑚𝑚 Góc xoắn ốc vít γ 𝛾 = arctan𝑧1

𝑞 = arctan2

12= 9,46° Chiều dài phần cắt ren

trục vít

𝑏1 ≥ (𝐶1+ 𝐶2𝑧2)𝑚 = (11 + 0,06 × 49) × 9 = 125,46 𝑚𝑚 Bánh vít

Đường kính vòng chia 𝑑2 = 𝑚𝑧2 = 9 × 49 = 441 𝑚𝑚

Đường kính vòng đỉnh 𝑑𝑎2 = 𝑚(𝑧2+ 2) = 9 × (49 + 2) = 459 𝑚𝑚 Đường kính vòng đáy 𝑑𝑓2= 𝑚(𝑧2− 2,4) = 9 × (49 − 2,4) = 419,4 𝑚𝑚 Khoảng cách trục 𝑎𝑤 = 0,5𝑚(𝑞 + 𝑧2) = 0,5 × 9 × (12 + 49) = 274,5 𝑚𝑚 Đường kính lớn nhất bánh

vít

𝑑𝑎𝑀2 ≤ 𝑑𝑎2+ 6𝑚

𝑧1+ 2= 459 +6 × 9

2 + 2= 472,5 𝑚𝑚 Chiều rộng bánh vít b2 𝑏2 ≤ 0,75𝑑𝑎1 = 0,75 × 126 = 94,5 𝑚𝑚

3.7 Kiểm nghiệm vận tốc trượt, hệ số tải trọng và tính hiệu suất

Vận tốc trượt vs:

𝑣𝑠 = 𝑚𝑛1

19100√𝑧12+ 𝑞2 = 9 × 72919100 × √2

2+ 122 = 4,18 𝑚/𝑠 Hệ số tải trọng tính: 𝐾𝑣 = 1,4; 𝐾𝛽 = 1,06

Hiệu suất η của bộ truyền: 𝜂 = (0,9 ÷ 0,95) tan 𝛾

tan(𝛾 + 𝑝′)= (0,9 ÷ 0,95)

tan 9,46°

tan(9,46° + 1,643°)= 0,764 ÷ 0,806 ≈ 0,79 Trong đó: 𝑝′= arctan 𝑓′ = arctan0,048

𝑣𝑠0,36 = arctan 0,048

4,180,36 = 1,643°

3.8 Tính chính xác ứng suất cho phép

[𝜎𝐻] = (276 ÷ 300) − 25𝑣𝑠 = (276 ÷ 300) − 25 × 4,18 = (171,5 ÷ 195,5) 𝑀𝑃𝑎 Chọn [𝜎𝐻] = 188 𝑀𝑃𝑎

Giá trị này phù hợp với giá trị đã chọn

3.9 Tính số răng tương đương, kiểm nghiệm độ bền uốn của bánh vít

Kiểm nghiệm độ bền uốn của bánh vít: 𝜎𝐹 = 1,2𝑇2 10

3𝑌𝐹𝐾𝐹𝐾𝑣𝑑2𝑏2𝑚 =

1200 × 2469,4875 × 1,45 × 1,484 × 1,4

441 × 90 × 9 = 25 𝑀𝑃𝑎 Ta có: 𝜎𝐹 = 25 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎𝐹] = 95,44 𝑀𝑃𝑎 nên độ bền uốn của bánh vít thỏa mãn

𝐴 ≈ 20𝑎𝑤1,7 = 20 × 0,27451,7= 2,22 𝑚2 là diện tích bề mặt thoát nhiệt ψ là hệ số thoát nhiệt qua bệ máy, thông thường 𝜓 = 0,3

Như vậy, nhiệt độ của dầu bôi trơn khi làm việc nằm trong giới hạn cho phép

3.11 Tính độ bền uốn và độ cứng của trục vít

Lực vòng trục vít và lực dọc trục bánh vít: 𝐹𝑡1 = 𝐹𝑎2 = 2𝑇1 10

𝑑1 =

2 × 135,5 × 103

108 = 2509,26 𝑁 Lực vòng bánh vít và lực dọc trục của trục vít:

𝐹𝑟1 = 𝐹𝑟2 = 𝐹𝑡2tan 𝛼 = 11199,5 × tan 20° = 4076,3 𝑁 Kiểm nghiệm độ bền uốn của trục vít:

Ta chọn sơ bộ 𝑙 = 𝑑2 = 441 𝑚𝑚 Tổng mômen uốn tương đương:

𝑀𝐹 = 10−3√(𝐹𝑡1𝑙4 )

+ (𝐹𝑟1𝑙4 +

𝐹𝑎1𝑑14 )

𝑀𝐹 = 10−3× √(2509,26 × 4414 )

+ (4076,3 × 4414 +

11199,5 × 1084 )

= 801,1 𝑁𝑚 Mômen tương đương:

𝑀𝑡𝑑 = √𝑀𝐹2+ 0,75𝑇12 = √801,12+ 0,75 × 135,52 = 809,65 𝑁𝑚 Kiểm tra độ bền uốn của trục vít:

Kiểm tra độ cứng của trục vít:

Mômen quán tính tương đương mặt cắt trục vít:

𝐽𝑒 =

(0,375 +0,625𝑑𝑎1𝑑𝑓1 ) 𝜋𝑑𝑓14

3√𝐹𝑟12 + 𝐹𝑡1248𝐸𝐽𝑒 =

4413× √4076,32+ 2509,262

48 × 2,1 × 105× 3519010,75 = 0,0116 𝑚𝑚

Giới hạn cho phép [𝑦] = (0,01 ÷ 0,005)𝑚 = (0,01 ÷ 0,005) × 9 = 0,09 ÷ 0,045𝑚𝑚 Như vậy, độ võng trục vít nằm trong giới hạn cho phép

3.12 Chọn dầu bôi trơn

𝜒𝑡𝑣 =10

−3𝜎𝐻2𝑣𝑠 =

10−3× 1882

4,18 = 8,45

Theo đồ thị hình 13.9b, trang 505, [1], ta chọn dầu có độ nhớt động là 𝑣 = 15𝑐𝑆𝑡 (10−6 𝑚2𝑠 ) Khi nhiệt độ 𝑡0 = 40℃, dầu bôi trơn có độ nhớt:

𝑣40 = 𝑣100(10040)

= 15 × 2,53 = 234,375 𝑐𝑆𝑡 Theo bảng 13.1, trang 503, [1], ta chọn dầu bôi trơn ISO VG 320

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] Nguyễn Hữu Lộc, Giáo trình Cơ sở thiết kế máy, Nhà xuất bản Đại học Quốc gia TPHCM,