ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

MỤC LỤC I.TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG2 1.Chọn động cơ2 2.Phân phối tỉ số truyền3 3.Xác định công suất, mômen và số ṿng quay trên các trục3 II.THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN4 1.Thiết kế bộ truyền bánh răng4 2.Thiết kế bộ truyền trục vít10 3.Thiết kế bộ truyền ngoài17 III.THIẾT KẾ TRỤC, LỰA CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI21 1.Sơ đồ phân tích lực chung21 2.Thiết kế trục22 3.Chọn then41 4.Chọn ổ lăn42 5.Chọn khớp nối50 IV.TÍNH TOÁN VÀ CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC51 1. Các kích thước của vỏ hộp giảm tốc51 2. Một số chi tiết khác53 V.BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP55 1.Bôi trơn các bộ truyền trong hộp55 2.Bôi trơn ổ lăn55 3.Điều chỉnh ăn khớp56 VI.BẢNG KÊ KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP57 TÀI LIỆU THAM KHẢO59 I.TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG 1.Chọn động cơ vCông suất Công suất động cơ chọn cần thỏa măn yêu cầu: Pđc > Pyc với Pyc = Ptđ = Pct Ta có: Pct = (kW) Từ công thức 2.9[1] ta có: Với Theo bảng 2.3[1] ta có: Với lần lượt là hiệu suất của cặp ổ lăn, ổ trượt, xích, cặp bánh răng và cặp trục vít – bánh vít. Hiệu suất nối trục di động Vậy ç = 0,99 . 0,99 . 0,993 . 0,96 . 0,97 . 0,8 = 0,71. Do đó: Pyc = (kW). vXác định sơ bộ số ṿng quay động cơ điện Theo công thức 2.16[1] nct=(ṿng/phút) Theo công thức 2.15[1], tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động là: usb= usbhộp. usbxích= usbbánh răng. usbtrụcvít. usbxích Từ bảng 2.4[1] chọn usbbánh răng =2; usbtrụcvít = 20; usbxích = 2; usb = 2.20.2 = 80. Theo công thức 2.18[1] số ṿng quay sơ bộ động cơ là: nsb = usb . nct = 80.35,49 = 2839 (ṿng/phút) Vậy chọn số ṿng quay đồng bộ động cơ là nđb = 3000 (ṿng/phút) Từ bảng P1.1[1] với Pyc = 6,19 kW, nđb = 3000 (ṿng/phút) Ta chọn động cơ có kư hiệu K160S2 có Pđc = 7,5kW, nđc = 2935 ṿng/phút, dđc = 38 mm 2.Phân phối tỉ số truyền vTỉ số truyền chung Ta có công thức tính tỉ số truyền chung: uch = = uhộp . ungoài chọn sơ bộ ungoài = 2 uhộp = vPhân phối tỉ số truyền Theo công thức kinh nghiệm, tỉ số truyền của trục vít trong bộ truyền bánh răng – trục vít trong khoảng (10 – 20), chọn utrục vít = 17 ubánh răng = Khi đó ungoài = 3.Xác định công suất, mômen và số ṿng quay trên các trục Kí hiệu: Trục 1 là trục nối bánh răng – động cơ Trục 2 là trục trục vít nối bánh răng Trục 3 là trục bánh vít Ta có: (kW) (kW) (kW) (kW) n1 = nđc = 2935 (ṿng/phút) n2 = n3 = nct = (N.mm) (N.mm) (N.mm) (N.mm) (N.mm) Ta có bảng sau: Trục Thông sốĐộng cơ123Công tác Tỉ số truyền u12,43172,00 Công suất P, kW6,896,756,485,134,88 Số ṿng quay n, ṿng/phút2935293512087135,5 Momen xoắn T, N.mm2241921963512286900211313159 II.THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 1.Thiết kế bộ truyền bánh răng Các thông số bộ truyền bánh răng u1 = 2,43 P1 = 6,75 kW P2 = 6,48 kW n1 = 2935 ṿng/phút, n2 = 1208 ṿng/phút T1 = 21936 N.mm, T2 = 51228 N.mm a.Chọn vật liệu Do bánh răng chế tạo không có yêu cầu ǵ đặc biệt nên chọn vật liệu là thép. Bộ truyền chịu công suất trung b́nh , ta dùng thép nhóm ². Với bánh nhỏ (bánh 1), chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB241...285 có ób1 = 850 MPa, óchảy1 = 580 MPa Với bánh lớn (bánh 2), chọn thép 45 ,tôi cải thiện đạt độ rắn HB192...240 có ób2 = 750 MPa, óchảy2 = 450 MPa b.Xác đinh ứng suất cho phép Theo công thức 6.1[1], 6.1[2], ứng suất cho tiếp xúc cho phép [óH] và ứng suất uốn cho phép [óF] xác định như sau: Chọn sơ bộ =1 = 1 Do đó ta có: Theo bảng 6.2[1], với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn 180...350 HB th́ = 2HB + 70, SH = 1,1; = 1,8HB; SF = 1,75. Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, bánh lớn HB2 = 230 Khi đó = 2HB1 + 70 = 245.2 + 70 = 560 MPa = 1,8HB1 = 1,8.245 = 441 MPa = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa =1,8HB2 = 1,8.230 = 414 MPa Theo công thức 6.5[1] ta có: NHO = 30. NHO1 = 30. = 30.2452,4 = 1,6.107 NHO2 = 30. = 30.2302,4 = 1,39.107

Đồ án chi tiết máy MỤC LỤC I. TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG 3 1. Chọn động cơ 3 1. Chọn động cơ 3 2. Phân phối tỉ số truyền 4 2. Phân phối tỉ số truyền 4 3. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục 4 3. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục 4 II. THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 5 1. Thiết kế bộ truyền bánh răng 5 1. Thiết kế bộ truyền bánh răng 5 2. Thiết kế bộ truyền trục vít 11 2. Thiết kế bộ truyền trục vít 11 3. Thiết kế bộ truyền ngoài 17 3. Thiết kế bộ truyền ngoài 17 III. THIẾT KẾ TRỤC, LỰA CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI 22 1. Sơ đồ phân tích lực chung 22 1. Sơ đồ phân tích lực chung 22 2. Thiết kế trục 23 2. Thiết kế trục 23 3. Chọn then 42 3. Chọn then 42 4. Chọn ổ lăn 43 4. Chọn ổ lăn 43 5. Chọn khớp nối 51 5. Chọn khớp nối 51 IV. TÍNH TOÁN VÀ CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 52 1. Các kích thước của vỏ hộp giảm tốc 52 1. Các kích thước của vỏ hộp giảm tốc 52 2. Một số chi tiết khác 54 2. Một số chi tiết khác 54 V. BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP 56 1. Bôi trơn các bộ truyền trong hộp 56 1. Bôi trơn các bộ truyền trong hộp 56 2. Bôi trơn ổ lăn 56 2. Bôi trơn ổ lăn 56 3. Điều chỉnh ăn khớp 57 3. Điều chỉnh ăn khớp 57 1 Đồ án chi tiết máy VI. BẢNG KÊ KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP 58 TÀI LIỆU THAM KHẢO 60 2 Đồ án chi tiết máy I. TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG 1. Chọn động cơ  Công suất Công suất động cơ chọn cần thỏa mãn yêu cầu: P đc > P yc với P yc = P tđ = P ct η β Ta có: P ct = 1000 Fv 88,4 1000 65,0.7500 == (kW) 9,0 8 3 7,0 8 5 2 2 2 1 21 =+=         += ckck t t T T t t β Từ công thức 2.9[1] ta có: br tvxotol K ηηηηηηη 3 = Với Theo bảng 2.3[1] ta có: 99,0= ol η 97,0= br η 99,0= ot η 8,0= tv η 96,0= x η Với tvbrxotol ηηηηη ,,,, lần lượt là hiệu suất của cặp ổ lăn, ổ trượt, xích, cặp bánh răng và cặp trục vít – bánh vít. Hiệu suất nối trục di động 99,0= K η Vậy η = 0,99 . 0,99 . 0,99 3 . 0,96 . 0,97 . 0,8 = 0,71. Do đó: P yc = 19,6 71,0 9,0.88,4 = (kW).  Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ điện Theo công thức 2.16[1] n ct = 49,35 350.14,3 65,0.6000060000 == d v π (vòng/phút) Theo công thức 2.15[1], tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động là: u sb= u sbhộp . u sbxích = u sbbánh răng . u sbtrụcvít . u sbxích Từ bảng 2.4[1] chọn u sbbánh răng =2; u sbtrụcvít = 20; u sbxích = 2; 3 Đồ án chi tiết máy ⇒ u sb = 2.20.2 = 80. Theo công thức 2.18[1] số vòng quay sơ bộ động cơ là: n sb = u sb . n ct = 80.35,49 = 2839 (vòng/phút) Vậy chọn số vòng quay đồng bộ động cơ là n đb = 3000 (vòng/phút) Từ bảng P1.1[1] với P yc = 6,19 kW, n đb = 3000 (vòng/phút) Ta chọn động cơ có ký hiệu K160S2 có P đc = 7,5kW, n đc = 2935 vòng/phút, d đc = 38 mm 4,12,2 =>= T T T T mm dn k 2. Phân phối tỉ số truyền  Tỉ số truyền chung Ta có công thức tính tỉ số truyền chung: u ch = ct đc n n = == 7,82 49,35 2935 u hộp . u ngoài chọn sơ bộ u ngoài = 2 ⇒ u hộp = 21 35,41 2 7,82 uu ×==  Phân phối tỉ số truyền Theo công thức kinh nghiệm, tỉ số truyền của trục vít trong bộ truyền bánh răng – trục vít trong khoảng (10 – 20), chọn u trục vít = 17 ⇒ u bánh răng = 5,243,2 17 35,41 <= Khi đó u ngoài = 00,2 17.43,2 7,82 = 3. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục Kí hiệu: Trục 1 là trục nối bánh răng – động cơ Trục 2 là trục trục vít nối bánh răng Trục 3 là trục bánh vít Ta có: 13,5 99,0.96,0.1000 65,0.7500 1000. 3 ==== xolxot ct Fv P P ηηηη (kW) 48,6 99,0.8,0 13,5 . 3 2 === tvol P P ηη (kW) 75,6 99,0.97,0 48,6 . 2 1 === brol P P ηη (kW) 4 Đồ án chi tiết máy 89,6 99,0.99,0 75,6 . 1 ' === Kol đc P P ηη (kW) n 1 = n đc = 2935 (vòng/phút) n 2 = ( ) phútvòng u n /1208 43,2 2935 1 1 == n 3 = ( ) phútvòng u n /71 17 1208 2 2 == n ct = )/(5,35 2 71 3 phútvòng u n x == 21963 2935 75,6.10.55,9 .10.55,9 6 1 1 6 1 === n P T (N.mm) 51228 1208 48,6.10.55,9 .10.55,9 6 2 2 6 2 === n P T (N.mm) 690021 71 13,5.10.55,9 .10.55,9 6 3 3 6 3 === n P T (N.mm) 22419 2935 89,6.10.55,9 .10.55,9 6 ' 6 === đc đc đc n P T (N.mm) 1313159 49,35 88,4.10.55,9 .10.55,9 6 6 === ct ct ct n P T (N.mm) Ta có bảng sau: Trục Thông số Động cơ 1 2 3 Công tác Tỉ số truyền u 1 2,43 17 2,00 Công suất P, kW 6,89 6,75 6,48 5,13 4,88 Số vòng quay n, vòng/phút 2935 2935 1208 71 35,5 Momen xoắn T, N.mm 22419 21963 51228 690021 1313159 II. THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 1. Thiết kế bộ truyền bánh răng Các thông số bộ truyền bánh răng u 1 = 2,43 P 1 = 6,75 kW P 2 = 6,48 kW n 1 = 2935 vòng/phút, n 2 = 1208 vòng/phút T 1 = 21936 N.mm, T 2 = 51228 N.mm 5 Đồ án chi tiết máy a. Chọn vật liệu Do bánh răng chế tạo không có yêu cầu gì đặc biệt nên chọn vật liệu là thép. Bộ truyền chịu công suất trung bình , ta dùng thép nhóm І. Với bánh nhỏ (bánh 1), chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB241 285 có σ b1 = 850 MPa, σ chảy1 = 580 MPa Với bánh lớn (bánh 2), chọn thép 45 ,tôi cải thiện đạt độ rắn HB192 240 có σ b2 = 750 MPa, σ chảy2 = 450 MPa b. Xác đinh ứng suất cho phép Theo công thức 6.1[1], 6.1[2], ứng suất cho tiếp xúc cho phép [σ H ] và ứng suất uốn cho phép [σ F ] xác định như sau: [ ] HLXHVR H o H H KKZZ S lim σ σ = [ ] FLFCXFSR F o F H KKKYY S lim σ σ = Chọn sơ bộ XHVR KZZ =1 XFSR KYY = 1 Do đó ta có: [ ] HL H o H H K S lim σ σ = [ ] FLFC F o F F KK S lim σ σ = Theo bảng 6.2[1], với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn 180 350 HB thì o H lim σ = 2HB + 70, S H = 1,1; o F lim σ = 1,8HB; S F = 1,75. Chọn độ rắn bánh nhỏ HB 1 = 245, bánh lớn HB 2 = 230 Khi đó o H 1lim σ = 2HB 1 + 70 = 245.2 + 70 = 560 MPa o F 1lim σ = 1,8HB 1 = 1,8.245 = 441 MPa o H 2lim σ = 2HB 2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa o F 2lim σ =1,8HB 2 = 1,8.230 = 414 MPa Theo công thức 6.5[1] ta có: N HO = 30. 4,2 1HB H ⇒ N HO1 = 30. 4,2 1HB H = 30.245 2,4 = 1,6.10 7 N HO2 = 30. 4,2 2HB H = 30.230 2,4 = 1,39.10 7 Từ công thức 6.7[1] 6 Đồ án chi tiết máy ∑         = ii i HE tn T T cN .60 3 max       +== ∑ 8 3 7,0 8 5 .160 33 1 1 2 1 u n ctNN HEHE = 2 733 10.22,109 8 3 7,0 8 5 .1 43,2 2935 20000.1.60 HO N>=       + ⇒ K HL2 = 1 N HE1 > N HO1 ⇒ K HL1 = 1. Vậy [ ] ( ) MPaK S HL H o H H 509 1,1 1.560 1 1lim 1 === σ σ [ ] ( ) MPaK S HL H o H H 8,481 1,1 1.530 2 2lim 2 === σ σ Do bộ truyền sử dụng bánh răng thẳng ⇒ [ ] H σ = min( [ ] 1 H σ , [ ] 2 H σ ) ⇒ [ ] H σ = 481,8 (MPa) Theo công thức 6.7[1] ∑         = ii i FE tn T T cN .60 3 max       +== ∑ 8 3 7,0 8 5 .160 66 1 1 2 1 u n ctNN FEFE = 766 10.98,96 8 3 7,0 8 5 .1 43,2 2935 20000.1.60 =       + Do N FO = 4.10 6 ⇒ N FE1 > N FO , N FE2 > N FO Vậy: [ ] ( ) MPaKK S FLFC F o F F 252 75,1 1.1.441 1 1lim 1 === σ σ [ ] ( ) MPaKK S FLFC F o F F 5,263 75,1 1.1.414 2 2lim 2 === σ σ  Ứng suất quá tải cho phép Theo công thức 6.10[1] và 6.11[1] ta có: [ ] H σ max = 2,8.σ chảy = 2,8.450 = 1260 (MPa) [ ] = max 1F σ 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464 (MPa) [ ] = max 2F σ 0,8.σ ch2 = 0,8.450 = 360 (MPa) c. Xác định thông số bộ truyền 7 Đồ án chi tiết máy  Xác định sơ bộ khoảng cách trục Theo công thức 6.15a[1] ta có: ( ) [ ] baH H aw u KT uKa ψσ β 1 2 1 11 1+≥ Với K a : hệ số phụ thuộc vật liệu Theo bảng 6.5[1], ta có K a = 49,5 ba ψ , theo bảng 6.6[1] tacó ba ψ =0,3. Theo công thức 6.16[1] ta có ( ) 153,0 += u babd ψψ ( ) 55,0143,2.3,0.53,0 =+= β H K : hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Theo bảng 6.7[1], với bd ψ =0,55 ⇒ β H K = 1,02 Vậy ( ) )(53,86 3,0.43,2.8,481 02,1.21963 143,25,49 2 1 mma w =+≥ Lấy a w1 = 90 (mm)  Xác định môđum m 1 = (0,01 ÷ 0,02)a w1 = (0,01 ÷ 0,02).90 = 0,9 ÷ 1,8 Theo tiêu chuẩn chọn m 1 = 1,5  Xác định số răng Số răng bánh nhỏ là: z 1 = ( ) 98,34 )143,2(5,1 90.2 1 2 11 1 = + = +um a w Chọn z 1 = 35 ⇒ z 2 = 2,43.35 = 85,05. Chọn z 2 = 85 Khi đó 43,2 35 85 , 1 ==u Đường kính vòng lăn bánh nhỏ là: ( ) mm u a d w w 5,52 143,2 90.2 1 2 1 1 1 = + = + = d. Kiểm nghiệm  Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo công thức 6.33[1], ta có: ( ) 1 1 1 12 ub uKT d ZZZ H w HM H ω β ε σ + = Trong đó: Z M : hệ số kể đến cơ tính vật liệu Vật liệu là thép có Z M = 275 MPa 1/3 8 Đồ án chi tiết máy Z H : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc α 2sin 2 = H Z , với α = 90 o => 76,1 40sin 2 == H Z 3 4 α ε ε − =Z . Theo công thức 6.38b[1] ta có: α ε = 1,88 – 3,2 75,1 85 1 35 1 2,388,1 11 21 =       +−=         + zz => 87,0 3 75,14 = − = ε Z K H = K Hv .K Hβ trong đó: K Hv : hệ số tải trọng động. theo bảng P2.3[1] chọn K Hv = 1,21 Với v 1 = ( ) sm nd /06,8 60000 2935.5,52.14,3 60000 11 == ω π , chọn cấp chính xác 7 K Hβ : hệ số phân bố không đều tải trọng trên vành răng, K Hβ =1,02 b ω : chiều rộng vành răng b ω = ( ) mma ba 2790.3,0 1 == ω ψ Vậy ta có: ( ) ( ) MPa H 25,434 43,2.27 143,226,1.02,1.21963.2 5,52 87,0.76,1.274 = + = σ -Ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] [ ] XHRvHH ZZZ σσ = - R Z : hệ số xét đến nhám bề mặt răng Cấp chính xác động học là 7, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 6, khi đó cần gia công đạt độ nhám R a = 0,4÷0,8 μm Tra bảng ta được R Z = 1 - Z v = 0,85v 0,1 . Với v = 8,06 m/s ta có Z v = 0,85.8,06 0,1 = 1,05 - Z XH = 1 ( do d a <700 mm) => [ ] H σ = 481,8.1.1,05.1 = 505,89 (MPa) => σ H < [ ] H σ Vậy vật liệu làm răng thoả mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc.  Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo công thức 6.43[1] ta có: [ ] 1 111 11 1 2 F FF F mdb YYYKT σσ ωω βε ≤= 9 Đồ án chi tiết máy Với T 1 = 21963 Nmm, d ω1 = 52,49 mm; b ω1 =27 mm; m 1 = 1,5 mm. -Y ε = α ε 1 : hệ số trùng khớp răng. Với α ε =1,75 => Y ε = 57,0 75,1 1 = -Y β = 1 (răng thẳng) -Y F1 ,Y F2 : hệ số dạng răng. Theo bảng 6.18[1] ta có Y F1 = 3,77 Y F2 = 3,61 -K F = FvFF KKK βα Với α F K = 1 (răng thẳng) β F K : theo bảng 6.7[1] tra được β F K = 1,02 -K Fv :hệ số tải trọng động. Theo bảng P2.3, chọn K Fv = 1,62. Vậy: ( ) MPa F 82 5,1.65,49.5,25 77,3.1.57,0.02,1.62,1.1.21963.2 1 == σ Theo công thức 6.44[1] ta có: ( ) MPa Y Y F F FF 5,78 77,3 61,3 .82. 1 2 12 === σσ [ 1F σ ] =252 MPa, [ 2F σ ] = 263,5 MPa => σ F1 < [ 1F σ ] , σ F2 <[ 2F σ ] => cặp bánh răng thoả mãn điều kiện về mỏi.  Kiểm nghiệm răng về quá tải Theo công thức 6.48[1] với K qt = 4,1 max = T T [ ] 126081,5134,1.25,434 max max1 =<=== HqtHH K σσσ (MPa) Theo công thức 6.49[1] [ ] ( ) MPaK FqtFF 4648,1144,1.82. max 11max1 =<=== σσσ [ ] ( ) MPaK FqtFF 3609,1194,1.5,78. max 22max2 =<=== σσσ Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện về quá tải. e. Các thông số của bộ truyền là -Khoảng cách trục: a ω1 = 90 mm -Modum: m 1 = 1,5 mm -Chiều rộng vành răng b ω1 = 27 mm -Tỉ số truyền: u 1 = 2,43 -Số răng z 1 =35, z 2 = 85 -Đường kính vòng chia d 1 = mz 1 = 1,5.35 = 52,5 (mm) d 2 = mz 2 = 1,5.85 = 127,5 (mm) -Đường kính vòng đỉnh răng d a1 = d 1 + 2m 1 = 52,5+2.1,5 = 55,5 (mm) 10 [...]... 297,81 mm da2 = 581,52 mm df1 = 264,48 (mm) df2 = 547,3 (mm) a =1258 mm x = 122 21 Đồ án chi tiết máy III THIẾT KẾ TRỤC, LỰA CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI 1 Sơ đồ phân tích lực chung Fk F t1 F r1 F F r2 t2 F F t3 a3 F Xy F r4 F r3 F Xx F a4 F t4 22 Đồ án chi tiết máy 2 Thiết kế trục a Tính các lực tác dụng lên trục do chi tiết quay Ft1 = Ft 2 = 2T1 2.21963 = = 837( N ) d1 52,5 Ft1 837 = = 890( N ) cos α cos... − Fx 2 = 837 − 167 − 527 = 143( N )   Fy1 = Fr1 − Fy 2 = 890 − 445 = 445( N )  25 Đồ án chi tiết máy  Ta có biểu đồ mômen uốn xoắn: Fy1 Fk Fx1 Fy2 Fx2 Fr1 Ft1 22028 Nmm 10772 Nmm 26087 Nmm Ø35k6 Ø38H7/k6 Ø35k6 Ø30k6 21963 Nmm 26 Đồ án chi tiết máy  Xác định đường kính các đoạn trục Mômen uốn tương đương tại các tiết diện trục 1 là: Theo ct 10.15[1], 10.16[1] ta có: 2 2 2 M tđ 10 = M x10 + M y10... l23 + Fx 4 l21 = 0 31 Đồ án chi tiết máy d  Fr 3 l 23 − Fr 2 l22 − Fa3 tv  2  Fy 4 = l 21   475.150 − 5111.40 − 890.49,5 = −591( N ) = 300  ⇒ Ft 2 l 22 + Ft 3 l 23 837.49,5 + 1281.150 = = 779( N )  Fx 4 = l 21 300   Fx 3 = Fx 4 − Ft 3 + Ft 2 = 779 − 1281 + 837 = 335( N )   Fy 3 = Fr 3 − Fy 4 + Fr 2 = 475 + 591 + 890 = 1956( N )   32 Đồ án chi tiết máy  Ta có biểu đồ mômen xoắn và uốn... 10.2[1], ta chọn sơ bộ chi u rộng ổ lăn cho trục 3 là b03 = 33 mm 34 Đồ án chi tiết máy  Sơ đồ tính chi u dài các đoạn trục b0 hn k3 l m33 k1 k1 l m32 l32 l 31 l 33  Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực Dựa vào bảng 10.13[1] và 10.14[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực như sau: Từ công thức 10.10[1],10.11[1],10.13[1] ta có: Chi u dài mayơ bánh vít: lm32 = (1,2÷1,8)d3... 15 +15 = 64,5 mm Khoảng cách từ ổ trục đến bánh răng thứ nhất là: l13 = 0,5(lm13 + b01) + k1 + k2 = 0,5(40 + 19) + 10 + 10 = 49,5 mm Với: k3 là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ, lấy k3 = 15 mm hn là chi u cao nắp ổ và đầu bulông, lấy hn = 15 mm Theo bảng 10.14[1] ta có: l12 = lc12 = 64,5 mm l11 = 2l13 = 2.49,5 = 99 mm 24 Đồ án chi tiết máy  Xác định phản lực tại các gối đỡ: F y1... + 0  29 Đồ án chi tiết máy => s = 65.10,7 2 2 = 10,65 > [ s ] 65 + 10,7 Do vậy trục 1 thoả mãn điều kiện về hệ số an toàn r Thiết kế trục 2  Tính sơ bộ đường kính trục Tk 0,2[τ ] Chọn vật liệu làm trục là thép 45 có σb = 600 MPa, [τ] = 12 20 MPa Do đó: 51228 = 25,75 d2 ≥ 3 0,2.15 Chọn sơ bộ d2 = 30 mm Theo bảng 10.2[1], ta chọn sơ bộ chi u rộng ổ lăn cho trục 2 là b02 = 19 mm  Sơ đồ tính chi u dài... ≥ 3 k2 k1 l m22 l 23 l 22 l 21 30 Đồ án chi tiết máy  Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực Dựa vào bảng 10.13[1] và 10.14[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực như sau: Từ công thức 10.10[1],10.11[1],10.13[1] ta có: Chi u dài mayơ bánh răng trụ: lm22 = (1,2÷1,5)d2 = (1,2÷1,5).30 = 36 ÷ 45 Chọn lm12 = 40 mm Khoảng cách từ bánh răng đến ổ trục là: l22 = 0,5(lm22... − 163,42 = 8,8( %) Xét [σ H ] 179,2 170 3 = z2 15 Đồ án chi tiết máy Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện độ bền tiếp xúc  Kiểm nghiệm độ bền uốn Theo công thức 7.26[1] 1,4.T3YF K F σF = ≤ [σ F ] b2 d 2 mn 2 Trong đó -mn2 = m2cosγ: môdum pháp của răng bánh vít z1 2 o Với γ = arctg = arctg = 11.3 q 10 => mn2 = 8cos11,3 =7,84 b2 : chi u rộng vành răng bánh vít Theo bảng 7.9[1] ta có b2 ≤ 0,75da1 = 0,75(q... cấu trục 1 như hình vẽ  Kiểm nghiệm  Kiểm nghiệm về độ bền mỏi Dựa vào biểu đồ mômen trục 1, ta kiểm nghiệm tại tiết diện 12 là tiết diện nguy hiểm của trục 1 Theo công thức 10.19[1], trục thoả mãn về bền mỏi nếu: sσ sτ s= ≥ [ s] 2 sσ + sτ2 Trong đó sσ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất pháp 27 Đồ án chi tiết máy sτ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp Theo công thức 10.20[1],... bánhvít = 2.690021 = 5111( N ) 270 Ft 3 tgα 1281.tg 20 = = 475( N ) cos γ cos11,3 q Thiết kế trục 1  Tính sơ bộ đường kính trục Động cơ 160S2 có đường kính trục là D = 38 mm, do đó theo công thức kinh nghiệm lấy đường kính trục 1 là d1 = 0,8.D = 0,8.38 = 30,4 lấy d1 = 30 mm Với d1 = 30 mm, theo bảng 10.2[1], ta chọn sơ bộ chi u rộng ổ lăn cho trục 1 là b01 = 19 mm Fr 3 = Fr 4 = 23 Đồ án chi tiết máy