Đồ Án thiết kế chi tiết máy thiết kế hệ dẫn Động băng tải

LỜI CẢM ƠN Đồ án môn học chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên nghành cơ khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ cơ khí, chế tạo máy.. CHƯƠNG 3: TÍ

Trang 1

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC NGUYỄN TẤT THÀNH KHOA KỸ THUẬT - CÔNG NGHỆ

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

Giảng Viên Hướng Dẫn: Trịnh Thái Hưng

Sinh Viên Thực Hiện: Huỳnh Vinh Quang

MSSV : 2100007272

Lớp: 21DOT2D

TP Hồ Chí Minh Tháng 9, năm 2023

Trang 2

LỜI CẢM ƠN

Đồ án môn học chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên nghành

cơ khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ cơ khí, chế tạo máy Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên cứu và làm quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện nay

Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho nhóm Em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu : “ Thiết kế hệ dẫn động băng tải” Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp, còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng, song bài làm của cá nhân không thể tránh khỏi những sai sót Em rất mong nhận được sự đóng góp ý kiến của thầy cô nhằm có được những kiến thức thật cần thiết để sau này ra trường có thể ứng dụng trong công việc cụ thể của sản xuất

Cuối cùng nhóm em xin chân thành cảm ơn các thầy, các cô trong bộ môn và đặc biệt Thầy Trịnh Thái Hưng đã tận tình chia sẽ giúp đỡ em hoàn thành nhiệm vụ của mình Có điều kiện bổ sung nâng cao ý thức của mình, phục vụ tốt hơn công việc sau này

Em xin chân thành cảm ơn !

Trang 3

TRƯỜNG ĐẠI HỌC NGUYỄN TẤT THÀNH KHOA KỸ THUẬT – CÔNG NGHỆ

BỘ MÔN KỸ THUẬT CƠ SỞ

- -

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ BẢNG NHẬN XÉT CỦA GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN Giảng viên hướng dẫn: Trịnh Thái Hưng Sinh viên thực hiện: : Huỳnh Vinh Quang Lớp : 21DOT2D MSSV : 2100007272 Đánh giá đề tài :

Ngày giao đề tài : ……….Xếp loại :

TP Hồ Chí Minh, ngày tháng 9 năm 2023

Giảng viên hướng dẫn

(Ký và ghi rõ họ tên)

Trang 4

Mục lục

CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC

1.1 Chọn động cơ điện 7

1.1.1 Chọn kiểu loại động cơ:

1.1.2 Tính toán sơ bộ:

1.2 Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hệ thống:

1.3 Tính toán các thông số trên các trục hệ dẫn động: 8

1.3.1 Số vòng quay trên các trục:

1.3.2 Công suất trên các trục:

1.3.3 Mômen xoắn trên các trục:

1.3.4 Bảng các thông số động học: 9

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP (Bánh Răng Trụ Răng Thẳng)

2.1 Chọn vật liệu làm bánh răng :

2.2 Xác định ứng suất cho phép :

2.2.1 Ứng suất tiếp xúc [σ H ] và ứng suất uốn cho phép[σ F ]:

2.2 Ứng suất cho phép khi quá tải:

2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

2.2.3. Xác định thông số ăn khớp:

2.3.1 Môđun pháp:

2.4 Xác định số răng:

2.5 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng:

2.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:

2.6.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:

2.6.2 Kiểm nghiệm về độ bền uốn:……….

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP(BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG)

3.1 Chọn vật liệu làm bánh răng :

3.2 Xác định ứng suất cho phép :

Trang 5

3.2.1 Ứng suất tiếp xúc [σ H ] và ứng suất uốn cho phép[σ F ]:

3.2.2 Ứng suất cho phép khi quá tải:

3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

3.4 Xác định thông số ăn khớp:

3.4.1 Môđun pháp:

3.4.2 Xác định số răng:

3.5 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng:

3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:

3.6.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:

3.6.2 Kiểm nghiệm về độ bền uốn:

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

4.1 Tính chọn khớp nối

4.1.1 Chọn khớp nối:

4.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối:

4.2 Thiết kế trục

4.2.1 Chọn vật liệu chế tạo trục:

4.2.2 Sơ đồ phân bố lực:

4.2.3 Các lực tác dụng lên trục:

4.3 Xác định sơ bộ đường kính trục:

4.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: 4.5 Tính Trục I :

4.6 Tính Trục II :

4.7Tính toán thân hộp :

CHƯƠNG 5 TÍNH LỰA CHỌN KẾT CẤU

5.1 Tính kết cấu của vỏ hộp:

5.2 Kết cấu các chi tiết truyền động:

5.3 Kết cấu nắp ổ:

5.4 Các chi tiết phụ :

5.4.1 Chốt định vị:

5.4.2 Que thăm dầu:

5.4.3 Nút tháo dầu:

Trang 6

5.4.4 Nắp cửa thăm:

5.4.5 Nút thông hơi:

5.5.6 Vòng móc :

Ta chọn vòng móc để dễ gia công với thông số :

CHƯƠNG 6 BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC VÀ Ổ LĂN

6.1 Bôi trơn hộp giảm tốc:

6.2 Bôi trơn ổ lăn :

TÀI LIỆU THAM KHẢO

Trang 7

3 Hộp giảm tốc bánh răng nghiêng

4 Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

5 Tang và băng tải

η𝑘𝑛 = 1: hiệu suất của bộ truyền khớp nối

ηh = 0,96 :hiệu suất của hộp giảm tốc bánh răng trụ nghiêng

η𝑜𝑙 = 0,99: hiệu suất của ổ lăn

η𝑏𝑟 = 0,94: hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng hở

𝑃𝑡 là công suất tính toán ( KW )

𝑃𝑡 = 𝑃𝑙𝑣 =𝐹 × 𝑣

1000 =

8000 × 0,85

1000 = 6,8 (𝐾𝑊)

Trang 8

- Số vòng quay của trục máy công tác:

𝑛𝑙𝑣 = 60000×𝑣

𝜋×250 =60000×0,85

𝜋×250 = 64,9 (vòng/phút)

Với : V = 0,85 m/s là vận tốc băng tải

D = 250 mm là đường kính băng tải

1.2 Sơ bộ số vòng quay của động cơ

Pđc > Pct , 9,46 > 7,8 => động cơ thỏa mản điều kiện

1.3 Phân phối tỷ số truyền

Trang 10

Moment xoắn trên các trục:

Momen trên trục động cơ:

Trang 11

Do không có yêu cầu đặc biệt về tải trọng của hệ thống, cộng với công

suất hộp giảm tốc không cao nên ta sẽ chọn vật liệu cho bánh răng theo chế độ

Trang 12

+ T max là mômen xoắn lớn nhất trong các mômen xoắn T i Theo công thức 6.38 trang 251, ta có:

𝐿𝐻 = 𝐿𝑎 365 𝑘𝑛 24 𝑘𝑛𝑔Với:

𝑆𝐻 = 570.

0,9.1 1,1 = 466,36(𝑀𝑃𝑎) Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Trang 13

3.2.3 Ứng suất uốn cho phép:

- Ứng suất uốn được tính theo công thức 6.47 trang 253:

[𝜎𝐹] =𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚 𝐾𝐹𝐶

𝑆𝐹 𝐾𝐹𝐿Trong đó:

bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện, tra theo bảng 6.13, trang 249

+ S 𝐹 = 1,5 ÷ 2,2 là hệ số an toàn trung bình, tra theo bảng 6.13: S F = 1,75

+ K FC là hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi, chọn K FC = 1 (quay 1 chiều) + K FL là hệ số tuổi thọ, được xác định theo công thức: trang 253

𝐾𝐹𝐿 = √𝑁𝐹𝑂

𝑁𝐹𝐸𝑚𝐹

Trong đó:

• m F là số mũ; Khi độ rắn của răng H ≤ 350HB và đối với bánh răng được mài mặt lượn chân răng thì m F = 6, khi đó 2 ≥ K FL ≥ 1

• N FO là số chu kỳ cơ sở, thông thường lấy N FO = 5.10 6 đối với tất cả các loại thép

N FO1 = N FO2 = 5.106 (chu kỳ)

• N FE là số chu kỳ làm việc tương đương

Khi làm việc với chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc N FE theo chỉ số mũ m F của đường cong mỏi,

có thể tính theo công thức 6.49, Trang 254 như sau:

Trang 14

[𝜎𝐹2] =𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚2 𝐾𝐹𝐶

𝑆𝐹 𝐾𝐹𝐿2 =

450.1 1,75 1 = 257,14 (𝑀𝑃𝑎) Kiểm nghiệm:

[𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥 = 0,8 𝜎𝑐ℎ 𝑘ℎ𝑖 𝐻𝐵 ≤ 350

Mà 𝜎𝑐ℎ = 580 (𝑀𝑃𝑎)

=> [𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥 = 0,8.580 = 464 (𝑀𝑃𝑎)

=> thỏa điều kiện

3.2.4 Tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng

Tính theo độ bền tiếp xúc [𝜎𝐻] = 482,73 (𝑀𝑃𝑎)

Chọn hệ số chiều rộng vành răng 𝛹𝑏𝑎 theo tiêu chuẩn

- 𝛹𝑏𝑎 là hệ số chiều rộng vành răng 𝛹𝑏𝑎 được chọn theo bảng 6.6, trang 97 [3]: do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên 𝛹𝑏𝑎 = 0,3 ÷ 0.5, chọn 𝛹𝑏𝑎 = 0,3

Trang 15

𝑈 =𝑍2

𝑍1 =

88

20= 4,4

3.2.8 Xác định cách kích thước của bộ truyền

- Các công thức xác định các kích thước của bộ truyền theo bảng 6.2, trang 221

Trang 16

Tra bảng 6.3, trang 106, bánh răng trụ thẳng chọn v ≤ 5 m/s, chọn cấp chính xác 8

Với cấp chính xác động học là 8 → chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 → cần gia công đạt độ nhám :

Ra = 2,5 ÷ 1,25 𝜇𝑚

Do đó :

ZR = 0,95 Với đường kính da < 700 mm, hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh răng KxH

3.2.11 Kiểm nghiệm bánh răng theo độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiên sau, công thức 6.33, trang 105

𝜎𝐻 =𝑍𝑀 𝑍𝐻 𝑍𝐸

𝑑𝑤1 √

2𝑇1 𝐾𝐻 (𝑢 + 1)

𝑏𝑤𝑢 ≤ [𝜎𝐻] Trong đó:

- Z M là hệ số kể đến có tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, do cặp vật liệu đều làm bằng thép Tra bảng 6.5, trang 96 [1], ta được Z M = 274 MPa

- Theo công thức 6.34, trang 105[1]:

𝑍2)] cos 𝛽

Trang 17

Góc nghiêng của răng β = 10o

Số răng bánh răng Z1 = 28 răng

Z2 = 132 răng

X2 = 0 Đường kính vòng chia d1 = 60 mm

d2 = 264 mm Đường kính đỉnh răng da1 = 66 mm

da2 = 270 mm Đường kính chân răng df1 = 63,5 mm

df2 = 256,5 mm

Trang 18

Bảng 3.2: Thông số bánh răng

Trang 19

Trang 20

CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN

b Xác định các thông số ăn khớp :

- Môđun :

m = (0,01÷ 0,02) 𝑎𝜔2 = 2,5 ÷ 5 Theo quan điểm thống nhất trong thiết kế, chọn môđun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng môđun của cấp nhanh, vậy :

- Số răng bánh lớn :

z2 = u.z1 = 4.34 = 136 (răng) Chọn z2 = 136 răng

Khi đó khoảng cách trục :

a = 𝑚.(𝑧1+𝑧2)

2 = 3.(34+136)

2 = 255 (mm) Lấy a = 260 (mm)

⇒ Hệ số dịch tâm :

Trang 21

y = 𝑎𝜔2

𝑚 − 0,5(𝑧1+ 𝑧2) = 260

3 - 0,5.(34 + 136) = 1,6 Theo công thức (6.23) [𝑇𝐿1]

ky = 1000.𝑦

(𝑧1+𝑧2) = 1000.1,6

(34+136)= 9,41 Theo bảng (6.10a) [𝑇𝐿1], tra nội suy ta dược KxH= 0,95

=> Hệ số giảm đỉnh răng (theo công thức (6.24) [𝑇𝐿1])

∆y = 𝑘𝑥𝐻.𝑍𝑡

1000 = 0,95.(34+136)

1000 = 0,1615 Theo công thức (6.25) [𝑇𝐿1]) tổng hệ số dịch chỉnh

𝑍𝜀 = √4−𝜀𝛼

3 (Công thức 6.36a [TL1]) với :

Trang 22

Go = 73 (Hệ số kể đến sai lệch bước răng)

𝜎𝐻 = ZM.ZH.𝑍𝜀 √2.𝑇2 𝐾𝐻.(𝑢2+1)

𝑏𝜔.𝑢2.𝑑𝜔22

𝜎𝐻 = 274.1,730.0,862.√2.302538,16.1,22.(4+1)

78.104 2 4 = 348,48 (MPa) Theo công thức 6.1 [TL1] với vận tốc vòng v = 1,66 m/s < 4 m/s → Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng : Zv = 1

- Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám :

Trang 23

⇒ Thoả mãn điều kiện tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

𝐾𝐹𝛽 = 1,06 Theo bảng 6.14 [TL1] và với v = 1,66 m/s < 2,5 m/s, với cấp chính xác 9 ta có

𝐾𝐹𝛼 = 1,37 Theo ct 6.47 [TL1] : Cường độ tải trọng động :

𝑌F2 = 3,58Với m = 2 , Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất :

𝑌𝑆 = 1,08 - 0,0695.ln(m) = 1,032 với mođun m =3

YR : Hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng YR = 1

KxF = 1 (Hệ số ảnh hưởng kích thước bánh răng với da < 700 mm)

Do đó theo ct 6.2 [TL1] và ct 6.2a [TL1]

Ứng suất uốn cho phép :

Trang 24

[𝜎𝐹1] = [𝜎𝐹]1 𝑌𝑅 𝑌𝑆 𝐾𝑥𝐻 = 252.1.1,03.1 = 259,56 (MPa) [𝜎𝐹2] = [𝜎𝐹]2 𝑌𝑅 𝑌𝑆 𝐾𝑥𝐻 = 236,6.1.1,03.1 = 243,698 (MPa) Thay [𝜎𝐹1],[𝜎𝐹2] vào công thức 6.43 [TL1] ta được :

𝜎𝐹2 = 38,78 < [𝜎𝐹2] = 243,698(𝑀𝑃𝑎) ⇒ Thoả mãn điều kiện bền uốn

e Kiểm nghiệm về quá tải :

* Bảng thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng thẳng:

vị

Trang 25

d2 = 408

mm

mm Đường kính đỉnh răng da da1 = 105,84

da2 = 416,28

mm

mm Đường kính đáy răng df df1 = 97,56

df2 = 404,47

mm

Trang 26

Đồ án môn học Thiết kế Chi tiết máy

Trang 27

- Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục

- Moment xoắn danh nghĩa của khớp nối lên trục:

Trang 28

- Tra bảng (16-10a/68[2]) với: 𝑇𝑡= 103104 𝑁𝑚𝑚 ; 𝑑𝑡 = 50 𝑚𝑚

Ta được các thông số khớp nối như sau:

𝑇𝑘𝑛𝑐𝑓 = 1000 𝑁𝑚; 𝑑𝑘𝑛𝑐𝑓 = 1000 𝑁𝑚 𝑡𝑎 đượ𝑐:

𝑙1= 42mm; 𝑙3= 36mm ; 𝑑0= 18mm

4.2.1 Kiểm nghiệm khớp nối

- Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:

σ d = 2𝑘𝑇

𝐷0.𝑑0.𝑙3 ≤ [σd ] , Trong đó:

[σd ] - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su Ta lấy [σd ] (2 ÷ 4) MPa

=> Ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi:

σd = 2𝑘𝑇

𝐷0.𝑑0.𝑙3 = 2.1,2.85950

8.160.18.36 = 1,55 MPa ≤ [σd ]

=> Thỏa điệu kiện

- Điều kiện bền của chốt:

- σ u = 𝑘𝑇𝑙1

0,1.𝐷0.𝑍.𝑑03 ≤ [σu ]

Trong đó: [σu ] - Ứng suất bền cho phép của chốt Ta lấy [σu ] (60 ÷ 80) MPa

=> Ứng suất bền cho phép của chốt

Trang 29

Moment xoắn lớn nhất có thể truyền được

𝑇𝑘𝑛𝑐𝑓 1000 Nm Đường kính lớn nhất có thể của trục nối

𝑑𝑘𝑛𝑐𝑓 50 mm

Đường kính vòng tâm chốt D0 160 mm Chiều dài phần tử đàn hồi l3 36 mm Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 42 mm Đường kính của chốt đàn hồi d0 18 mm

Bảng 4.1: Các thông số cơ bản của khớp nối trục vòng đàn hồi

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

Chọn vật liệu chế tạo trục:

Dùng thép C45 tôi cải thiện có: σ𝑏 = 600 (Mpa), tra bảng 10.5 [1]

- Ứng suất cho phép: [τ] = 15÷30 (Mpa) đối với trục vào, ra Trang 183

Xác định đường kính trục sơ bộ:

Trang 30

2 = 13402,77 𝑁

Các kích thước liên quan đến chiều dài trục:

𝑘1

= 15 𝑚𝑚: 𝑘ℎ𝑜ả𝑛𝑔 𝑐á𝑐ℎ 𝑡ừ 𝑚ặ𝑡 𝑚ú𝑡 𝑐ủ𝑎 𝑐ℎ𝑖 𝑡𝑖ế𝑡 𝑞𝑢𝑎𝑦 đế𝑛 𝑡ℎà𝑛ℎ ℎộ𝑝 ℎ𝑜ặ𝑐 𝑔𝑖ữ𝑎 𝑐á𝑐 chi tiết quay

Trang 31

Trang 32

Trang 33

- Biểu đồ lực cắt (shear force)

Trang 34

- Biểu đồ momen (bending moment)

Trang 35

Trang 36

- Biểu đồ ứng suất uốn (bending stress):

Trang 37

Trang 38

Trang 39

- Biểu đồ ứng suất nén (tension stress)

- Biểu đồ ứng suất tương đương (reduced stress)

Trang 40

Trang 41

2 = 13402,77 𝑁

Tại vị trí bánh răng: 𝐹𝐷𝑋 = 𝐹𝑅𝑐𝑜𝑠 30֯ = 864,65 𝑐𝑜𝑠30֯ = 748,8 𝑁

𝐹𝐷𝑌 = 𝐹𝑅𝑠𝑖𝑛 30֯ =864,65 𝑠𝑖𝑛30֯ = 432,32 𝑁Các kích thước liên quan đến chiều dài trục:

𝑘1

= 15 𝑚𝑚: 𝑘ℎ𝑜ả𝑛𝑔 𝑐á𝑐ℎ 𝑡ừ 𝑚ặ𝑡 𝑚ú𝑡 𝑐ủ𝑎 𝑐ℎ𝑖 𝑡𝑖ế𝑡 𝑞𝑢𝑎𝑦 đế𝑛 𝑡ℎà𝑛ℎ ℎộ𝑝 ℎ𝑜ặ𝑐 𝑔𝑖ữ𝑎 𝑐á𝑐 chi tiết quay

Trang 42

Trang 43

Trang 44

Trang 45

Trang 46

Trang 47

Trang 48

Trang 49

3 Kiểm nghiệm then

Kiểm nghiệm điều kiện bền dập và bền cắt đối với then bằng:

Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép và

độ bền dập và độ bền cắt theo công thức sau:

Trang 50

𝜎𝑑 = 2𝑇

𝑑 𝑙𝑡 (ℎ − 𝑡1) ≤ [𝜎𝑑]

𝜏𝑐 = 2𝑇

𝑑 𝑙𝑡 𝑏 ≤ [𝜏𝑐] Trong đó [𝜎𝑑] = 100 𝑀𝑃𝑎 ứ𝑛𝑔 𝑠𝑢ấ𝑡 𝑑ậ𝑝 𝑐ℎ𝑜 𝑝ℎé𝑝 𝑡𝑟𝑎 𝑏ả𝑛𝑔 9.5 [1] và cho phép lớn hơn giá trị cho phép 5% và 𝜏𝑐 = 40 ÷ 60 𝑀𝑝𝑎 là ứng suất cắt cho phép

2 Kiểm nghiệm theo hệ số an toàn

- Vật liệu trục: thép C45, tôi cải thiện

𝜎𝑏 = 850 𝑀𝑃𝑎 Với 𝜎−1 = 0,4 𝜎𝑏 = 340 𝑀𝑃𝑎; 𝜏−1 = 0,223𝜎𝑏 = 189,66 𝑀𝑃𝑎

Hệ số xét đến ảnh hưởng tập trung tải trọng: 𝐾𝜎, 𝐾𝜏

Tra bảng 10.8 [3] Ta có: 𝐾𝜎 = 2,05; 𝐾𝜏 = 1,9

Hệ số tăng bền bề mặt:

Β = 1,7 tra bảng theo 10.4 tài liệu [3] ứng với trường hợp phun bi

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình:

Chiều sâu rãnh then (mm)

Trang 51

𝜋𝑑3

16 −

𝑏𝑡(𝑑 − 𝑡)22𝑑 𝐾ℎ𝑖 𝑡𝑟ụ𝑐 𝑐ó 𝑚ộ𝑡 𝑡ℎ𝑒𝑛

Bảng kiểm nghiệm hệ số an toàn s:

( Trong đó, [s] hệ số an toàn cho phép nằm trong trục khoảng 1.5 ÷2,5 khi [s] =2,5÷3

ta không cần kiểm nghiệm theo độ cứng)

Đường

kính trục

(mm)

Kích thước tiết diện (mm)

Chiều sâu rãnh then (mm)

𝜀𝜎, 𝜀𝜏 Là hệ số kích thước tra trong bảng 10.3 [3]

𝜎𝑎, 𝜏𝑎 Là biên độ của ứng suất tính theo:

𝑠𝜎, 𝑠𝜏 Là hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn:

Trang 52

Then (bxh)

Trang 53

Trang 54

4 Khi đó tuổi thọ chính xác của ổ là:

L = (𝐶

𝑄 ) 10/3 = (11800

848,103 )103 = 6478,06 𝑇𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔

5 Tuổi thọ ổ tính bằng giờ:

Tiêu đề	Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải
Tác giả	Huỳnh Vinh Quang
Người hướng dẫn	Thầy Trịnh Thái Hưng
Trường học	Trường Đại Học Nguyễn Tất Thành
Chuyên ngành	Kỹ Thuật - Công Nghệ
Thể loại	đồ án
Năm xuất bản	2023
Thành phố	TP. Hồ Chí Minh

Định dạng
Số trang	69
Dung lượng	3,36 MB