Đồ án công nghệ tự động máy theo dây chuyền trong sản xuất, nguyên lý máy và chi tiết máy

Lời nói đầu Khoa học kỹ thuật là nền tảng cho sự phát triển vượt bậc của thế giới nói chung cung nh của nước ta nói riêng! Thời địa của chúng ta đang sống,cũng nh tương là thời đại của khọc kỹ thuật,ở đó con người với sự hỗ trợ của khoa học kỹ thuật mà có cuộc sống ngày càng đầy đủ cũng nh các tiện nghi khác nữa. Khoa học kỹ thuật ngày nay đang phát triển nh vũ bão, mang lại những lợi Ých cho con người về tất cả những lĩnh vực tinh thần và vật chất. Nước ta đang phấn đấu là nước công nghiêp vào năm 2020,để thực hiện được mục tiêu đó thì phảI phát triển khoa học kỹ thuật, phát triển theo hướng bền vững và có chiều sâu, do đó cần phát triển yếu tố con người là quan trọng nhất! Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển nhất đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân. Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hoá theo dây truyền trong sản xuất . Nhằm thực hiện mục tiêu đó, chúng Em là sinh viên trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp - Thái Nguyên nói riêng và những sinh viên của các trường kỹ thuật nói chung trong cả nước luôn cố gắng phấn đấu trong học tập và rèn luyện, trau dồi những kiến thức đã được dạy trong trường để sau khi ra trường có thể đóng góp một phần trí tuệ và sức lực của mình vào công cuộc đổi mới của đất nước trong thế kỷ mới . Qua đồ án này Em đã tổng hợp được nhiều kiến thức chuyên môn, giúp Em hiểu rõ hơn những công việc của một kỹ sư tương lai. Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của Em không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn Nguyên Lý Máy . Chi Tiết Máy và các Thầy Cô giáo trong khoa để đồ án của Em được hoàn thiện hơn . Cuối cùng Em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của các Thầy Cô trong khoa và bộ môn Nguyên Lý Máy và Chi Tiết Máy trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp và đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của cô giáo : Bùi Thanh Hiền Ngày tháng năm 2009 Sinh viên : ĐÆng Văn Uý - 1 - MỤC LỤC TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] . Nguyễn Trọng Hiệp : CHI TIẾT MÁY , tập 1 và tập 2 Nhà suất bản Giáo dục , Hà Nội 1999 [2] . Nguyễn Bá Dương, Nguyễn Văn Lẫm , Hoàng Văn Ngọc , Lê Đắc Phong TẬP BẢN VẼ CHI TIẾT MÁY Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp , 1978 [3] . Trịnh Chất , Lê Văn Uyển : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ , tập 1 và tập 2 Nhà xuất bản Giáo dục , 1999 PHẦN 1 TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ Ι . CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN : - 2 - 1 . Chọn kiểu loại động cơ điện : ở đây ta chọn loại động cơ điện 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc vì những lý do sau : - Kết cấu ,dễ bảo quản, làm việc tin cậy - Có thể mắc trực tiếp vào lưới điện công nghiệp - Gía thành tương đối thấp và dễ kiếm - Hiệu suất và hệ số công suất không cần cao. 2. Chọn công suất : Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ, đảm bảo cho động cơ làm việc mà nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép . Muốn vậy : P đm ≥ P ct Vì tải trọng không đổi nên ta có: P dc lv = P dc dt Ta có : )(925,8 1000 05,1.8500 1000 . KW vF t ct lv P === Do có ma sát nên công suất từ động cơ truyền đến băng tải bị hao mòn khi đi qua bộ truyền đai ,hai cặp bánh răng trong hộp giảm tốc ,bốn ổ lăn và khớp nối trục .Do đó hiệu suất chung của hệ là: ηηηηη dobrk 42 = Trong đó:  d η : Hiệu suất bộ truyền đai  br η : Hiệu suất của một cặp bánh răng ăn khớp  o η : Hiệu suất của một cặp ổ lăn  k η : hiệu suất của khớp nối Tra hi u su t trong b ng: “Tr s hi u su t c a các lo i b truy n v ”ệ ấ ả ị ố ệ ấ ủ ạ ộ ề à ổ ta c: đượ Bộ truyền đai Bánh răng trụ ổ lăn Khớp nối η 0,95 0,97 0,99 1 η ⇒ =1. 0,97 2 . 0,99 4 . 0,95 = 0,85 ⇒ công suất làm việc của động cơ là: 5,10 85,0 925,8 === η P P ct lv dc lv (Kw) ⇒ )(5,10 kw P dc ct = ⇒ )(5,10 kw P dc dm ≥ 3.Chọn số vòng quay: a. số vòng quay trên trục công tác :n ct n ct = )/(16,50 400.14,3 05,1.10.60.10.60 33 phvg D V == π Trong đó: V là vận tốc băng tải ( m/s) D là đường kính tang băng tải (mm) - 3 - số vòng quay sơ bộ của động cơ: n sb =n ct .u h .u d trong đó : u h tỷ số truyền trung bình của hộp giảm tốc u d tỷ số truyền của bộ truyền đai tra bảng “ tỷ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ’’ ta chọn: u h =15 ;u d =2 số vòng quay sơ bộ của động cơ : n sb = n ct .u h .u d =50,16 . 15. 2=1504(vg/ph) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: n đb =1500(vg/ph) Với P đc ≥10,5(kw) và n đb =1500(vg/ph) theo bảng “ các thông số cơ bản của động cơ điện DK’’ ta dùng động cơ điện 4A160S4Y3 Bảng thông số kỹ thuật của động cơ điện 4A160S4Y3: Ký hiệu Công suất P(kw) n(vg/ph) η(%) cosϕ dn K T T T max /T d n 4A160S4Y3 15 1460 89 0,88 1,4 2,2 4.Kiểm tra mở máy và quá tải a. Kiểm tra điều kiện mở máy theo điều kiện PP dc bd dc mm ≥ với )(214,1.15. kw T T PP dn k dc dm dc mm === )(8,166,1.5,10. kw k PP bd dc lv dc bd === Ta thấy PP dc bd dc mm > ⇒ máy mở an toàn b.Kiểm tra quá tải: Với tải không thay đổi không cần kiểm tra quá tải. II.PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Tỷ số truyền chung của hệ thống là: Σ U = 30 16,50 1500 == n n ct dc Mà Σ U =u h .u đ u h tỷ số truyền trung bình của hộp giảm tốc u d tỷ số truyền của bộ truyền đai Ta có: hdng uuu )75,07,0( ÷== 12,273,1)1,015,0( ÷=÷=⇒ Σ uu d Vì vậy ta chọn u d =2 ⇒ u h = 15 2 30 == Σ u d U Ta có :u h =u 1 .u 2 - 4 - Vì đây là hộp giảm tốc đồng trục nên: u 1 =u 2 = h u = 87,315 = II.Xác định các thông số trên các trục: 1.Tốc độ quay: . n đc =1500 (vg/ph) . n I = )/(750 2 1500 phvg u n d dc == .n II = )/(8,193 87,3 750 1 phvg u n I == .n III = )/(1,50 87,3 8,193 2 phvg u n II == .n ct = )/(1,50 1 1,50 phvg u n k III == 2.Công suất danh nghĩa trên các trục: P đc = P dc lv =10,5 (kw) P I = )(88,999,0.95,0.5,10 kw do dc lv P == ηη P II = )(48,999,0.97,0.88,9 kw obr I P == ηη P III = )(1,999,0.97,0.48,9 kw obr II P == ηη P IV = )(91.99,0.1,9 kw ok III P == ηη 3.Momen xoắn trên các trục: T đc = ).(66850 1500 5,10.10.55,9 .10.55,9 6 6 mmN n P dc dc == T I = ).(125805 750 88,9.10.55,9 .10.55,9 6 6 mmN n P I I == T II = ).(467152 8,193 48,9.10.55,9 .10.55,9 6 6 mmN n P II II == T III = ).(1734631 1,50 1,9.10.55,9 .10.55,9 6 6 mmN n P III III == T IV = ).(1715569 1,50 9.10.55,9 .10.55,9 6 6 mmN n P iV IV == Bảng thống kê thông số: Lập bảng thông số khi làm việc Thông sè Tỷ số truyền Công suất Số vòng quay Mômen xoắn - 5 - Trục u P(kw) n(v/ph) T(Nmm) Động cơ 2 10,05 1500 66850 Trục I 9,88 750 125805 3,87 TrụcII 9,48 193,8 467152 3,87 Trục III 9,1 50,1 1734631 1 Trục IV 9 50,1 1715659 PHẦN 2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CƠ KHÍ CHƯƠNG I : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 1.Chọn loại đai: Yêu cầu:Do truyền chuyển động từ động cơ vào hộp giảm tốc nên phải chịu vận tốc lớn .Vì vậy ta chọn đai dẹt với ưu điểm mềm dẻo, dễ uốn ,có thể giảm được đường kính bánh đai và tăng được vận tốc, giá thành hạ Vì điều kiện làm việc cao, thời gian phục vụ dài ta chọn loại đai vải cao su ,có giới hạn bền tương đối cao, có thể làm việc với vận tốc cao. 2. Xác định các thông số của bộ truyền . -Đường kính bánh đai nhỏ: 3 1 1 ).( 4,62,5 d T d ÷= Với T d1 =T dc = 1504 5,10.10.55,9 .10.55,9 6 6 = dc dc n P =66672(N.mm) ⇒ )().( 5,2599,210 66672 4,62,5 3 1 mm d ÷ =÷= đối chiếu với dãy tiêu chuẩn ta chọn d 1 =250(mm) -Đường kính bánh đai lớn: ( ) ε − = 1 1. 2 dUd d ε :hệ số trượt,ta chọn 01,0 = ε 495)01,01.(250.2 2 =−=⇒ d (mm) Chọn d 2 =500(mm) ⇒ tỷ số truyền thực tế : ( ) ( ) 02,2 01,01.250 500 1. 1 2 = − = − = ε d d u t - 6 - Sai lệch tỷ số truyền: %4%1%100. 2 202,2 %100. <= − = − =∆ d dt u uu u (thoả mãn) -Khoảng cách trục: a ≥ (1,5 ÷ 2).(d 1 + d 2 ) =(1,5 ÷ 2).(250+500)=1125 ÷ 1500 (mm) chọn a=1500 (mm) vì đây là bộ truyền có vận tốc trung bình -Chiều dài đai: L=2a+ ( ) ( ) a dddd 42 . 2 1221 − + + ππ =2.1500+ )(8,4210 1500.4 )250500( 2 )500250( .14,3 2 mm =         − + + Đây là đai cao su nên ta cộng thêm 100 ÷ 400 (mm) Vì thế có thể lấy L=4500(mm) Do yêu cầu về tuổi thọ nên: i=v/L ≤ i max Với : v = )/(7,19 60000 1504.250.14,3 60000 1 sm nd I == π (vận tốc dây đai) Số lần uốn của đai trong 1 giây: i=v/L=19,7/4,5 =4,37 (1/s) )/1(5 3 max s i =≤ ⇒ (thoả mãn) -Góc ôm của bánh đai nhỏ: 00 0 0 0 12 0 1 1505,170 1500 57).250550( 180 57).( 180 >= − −= − −= a dd α 150 0 là góc ôm tối thiểu của đai cao su -Chiều dầy đai:Theo bảng “tỷ số của chiều dầy đai và đường kính bánh đai nhỏ ” bảng 4.8 nên dùng )(25,6 40 250 4040 1 1 1 max max mm d d ===⇒=         δ δ Theo bảng 4.1 ta chọn chiều dày đai theo tiêu chuẩn va lấy mm25,6 = δ Theo bảng 4.6 ta chọn loại đai 5 lớp, không có lớp lót, chiều rộng đai từ b=20 ÷ 250 ứng suất có Ých cho phép xác định theo (4.10) CCC oVFF ].[][ 0 α σσ = Trong đó với bộ truyền đạt nằm ngang điều chỉnh định kì lực căng, Tra bảng 4.9 ta chọn )(8,1 MPa = σ ;k 1 =2,5 ; k 2 =10 .Do đó )(25,2 250 25,6 .105,2.][ 1 210 MPa d kk F =−=−= δ σ Tra bảng 4.10; 4.11; 4.12 ta được: C α =0,97 ; C V =0,88 ;C 0 =1 ⇒ [ σ F ]=2,25.0,97.0,88.1 =1,921 (MPa) -Lực vòng cản đai tác dụng lên trục động cơ : )(533 7,19 5,10.1000 .1000 N V P F d LV t === -Chiều rộng đai )(49,55 25,6.921,1 25,1.533 ].[ . mmb F d t k F === δ σ - 7 - Theo trên b=20 ÷ 250,đối chiếu với kích thước tiêu chuẩn bảng 4.1 ta lấy: b=63 (mm) 3.Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục Lực căng ban đầu F 0 = )(75,70863.25,6.8,1 0 N b == δσ Từ công thức 4.13 ta có: F t =2.F 0 .sin( 2 1 α )=2.708,75.sin( 2 5,170 ) =1142,63 (N) -chiều rộng bánh đai: tra bảng 20.21 ta nhânl được B=71(mm) Các thông số của bộ truyền đai: Giá trị Đường kính bánh đai nhỏ : d 1 (mm) 250 Đường kính bánh đai lớn: d 2 (mm) 500 Chiều rộng bánh đai : B(mm) 71 Khoảng cách trục: a(mm) 1500 Chiều dài đai :L (mm 4500 Chiều dầy đai : δ (mm 6,25 Chiều rộng đai :b(mm) 63 Lực căng ban đầu : F 0 (N) 708,5 Lực tác dụng lên trục :F t (N) 1412,63 CHƯƠNG II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG I : BỘ TRUYỀN BẮNH RĂNG CẤP CHẬM : 1 . Chọn vật liệu : Đây là hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nhỏ nên ta chọn vật liệu là thép nhóm I có độ rắn HB <350 . Tra bảng 6.1“cơ tính của một số vật liệu chế tạo bánh răng” .Ta chọn: - 8 - Loại bánh răng Nhãn thép Nhiệt luyện Độ rắn Giớ hạn bền σ b (MPa) Giớ hạn chảy σ ch (MPa) Nhá 45 Tôi cải thiện HB192- 240 750 450 Lớn 45 Thường hoá HB170- 217 600 340 2 . Ứng suất cho phép: Tra bảng 6.2 Trị số của 0 limH σ và 0 limF σ ứng với số chu kì cơ sở ta chọn : -ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở : 0 limH σ =2.HB+70 -Hệ sè an toàn khi tính về tiếp xúc : H S =1,1 -ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở : 0 limF σ =1,8HB -Hệ sè an toàn khi tính về uốn : F S =1,75 -Chọn độ rắn bánh răng nhỏ : HB 3 =194 -Chọn độ rắn bánh răng lớn : HB 4 =176 a . Ứng suất tiếp xúc cho phép : [ ] H HL HH S K . 0 lim σσ = 0 3limH σ = 2. 3 HB + 70 = 2.194 + 70 = 458 (Mpa) 0 4limH σ = 2. 4 HB + 70 = 2.176 + 70 = 422 (Mpa) H m HE H HL N N K 0 = m H là bậc của đường cong mái khi thử về tiếp xúc, ta chọn m H =6 vì độ rắn của mặt răng HB ≤ 350 0H N là sè chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc, 4,2 .30 HBHO HN = ( HB H là độ rắn Brinen) => 64,24,2 33 10.286,9194.30.30 === HBHO HN (chu kỳ) 64,24,2 44 10.351,7176.30.30 === HBHO HN (chu kỳ) HE N là sè chu kì thay đổi ứng suất tiếp xúc tương đương Vì bộ truyền chịu tải trọng không đổi nên HE N = Σ == tncNN FE 60 t ∑ : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét t ∑ =3.365.0,25 .24.2/3 =4380 (h) c : số lần ăn khớp trong một vòng quay,c=1 n: số vòng quay ⇒ HE N = 6 10.514380.8,193.1.60 === NN FE  Ta thấy N HE > N HO do vậy ta lấy N HE = N HO để tính,do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền K HL =1 ⇒ [ ] (Mpa)364,416 1,1 1 .458. 3 0 3lim3 === H HL HH S K σσ [ ] (Mpa)636,383 1,1 1 .422. 4 0 4lim4 === H HL HH S K σσ Ta sử dụng bánh răng nghiêng : [σ] = 2 ][][ 43 HH σσ + ≤ 1,25[σ H ] min - 9 - 2 636,383364,416 + = 400 (MPa) <1,25.383,636=479,545 ⇒ thoả mãn - Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải : [σ H3 ] max = 2,8.σ ch = 2,8.450 = 1260 (Mpa) [σ H4 ] max = 2,8.σ ch = 2,8.340 = 952 (Mpa) b. Ứng suất uốn cho phép : [ ] F FL FCFF S K K 0 lim σσ = 0 limF σ =1,8HB 0 3limF σ =1,8HB 3 =1,8.194=349,2 0 4limF σ =1,8HB 4 =1,8.176=316,8 K FC –hệ sè xét đến ảnh hưởng đặt tải, bộ truyền quay một chiều và tải trọng đặt một phía nên ta chọn FC K =1. F m FE F FL N N K 0 = m F =6 N F0 - Sè chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn : 43 FOFO NN = = 6 10.4 (MPa)(đối với tất cả các loại thép) N FE =N HE =N= 6 10.51 Ta thấy N EF >N F0 nên ta lấy N EF =N F0 để tính và khi đó K FL =1 ⇒ K FL3 =K FL4 =1 ⇒ [ ] ( ) MPa S K K F FL FCFF 54,199 75,1 1 .1.2,349 3 0 3lim3 === σσ [ ] ( ) MPa S K K F FL FCFF 03,181 75,1 1 .1.8,316 4 0 4lim4 === σσ Ứng suất quá tải cho phép : [σ F 3 ] max = )(360450.8,08,0 3 MPa ch == σ [σ F 4 ] max = )(272340.8,08,0 4 MPa ch == σ 3 . Xác định sơ bộ khoảng cách trục : 3 2 1 ][ . ).1( baH HII aw u KT uKa ψσ β += trong đó : w w ba a b = ψ : hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Tra Bảng 6.6 : Trị số của các hệ số ψ ba ta chọn ψ ba = 0,4. - 10 - [...]... TRƠN : Để giảm mất mát công suất vì ma sát , giảm mài mòn răng , đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc Đối với hộp giảm tốc của ta đang thiết kế ta dùng phương pháp bôi trơn trong dầu : ngâm các chi tiết trong dầu chứa ở hộp ( vì vận tốc nhỏ v < 12 m/s) - 21 - 1 Cặp bánh răng cấp nhanh : - Chi u cao răng : h1 = h2... kích thước liên quan tra theo bảng 10.3 : l13 l12 k3 hn l11 l32 k1 l31 l33 k1 k2 b01 lm33 lm13 b03 b23 lm22 b02 l22 - 24 - lm32 l23 l21 +khoảng cách từ mặt cạnhcủa chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay:k1=12 +khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp k2=8 +khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k3=15 +chi u cao nắp ổ và đầu bulông :hn=18 -... α1 170,5 )=2.708,75.sin( )=1412,63 (N) (theo công thức 4.13) 2 2 5 Xác định đường kính và chi u dài các đoạn trục : a Trục I : Sơ đồ các chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục - 26 - XB=1232,44 A XA=1213,4 B Fr1=964,81 YA=1562 Ft1=2464,873 YB=1041,2 Frd=1412,63 Ra1=676,9 l12=72 l13=59 l13=59 100389,1 101709,36 Mx 61430,8 72713,96 My Mz +Theo phương Y: các thông số đã biết: Ft1=2464,873(N)...K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng Tra bảng 6.5 : Trị số của các hệ số K a ,do ta chọn bộ truyền bánh răng nghiêng nên ta chọn: K a = 43 MPa1/3 K Hβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chi u rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Trị sè của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chi u rộng vành răng được tra trong bảng 6.7 va dựa vào hệ số ψbd Với hệ số... mặt trục , cho trong bảng 10.9,phụ thuộc vào phương pháp tăng bền,cơ tính vật liệu , ta không dùng phương pháp tăng bền do đó lấy Ky=1 mỏi εσ, ετ: Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn Kσ, Kτ: Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn a Kiểm nghiệm đối với trục I : Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ mômen tương ứng có thÓ thấy tiêt diện lắp bánh răng là tiết diện nguy... các gối đỡ và điểm đặt lực: - 23 - Dùa theo đường kính trục sơ bộ ta sử dụng bảng 10.2 để chọn chi u rộng ổ lăn : d(mm) 40 60 90 b0 (mm) 23 31 43 - Chi u dài mayơ bánh đai : l mki = (1,2 ÷ 1,5).d k lm12 = (1,2÷1,5)40 = 48 ÷60 => lm12 =55(mm) - Chi u dài mayơ bánh răng trụ: l mki = (1,2 ÷ 1,5).d k lm22 = (1,2÷1,5).60 =72 ÷90 => l m 22 = 80(mm) lm32 = =(1,2÷1,5) 90= 108÷135 => lm32 = 120(mm) - Chi u dài... hộp giảm tốc là hộp bánh răng trụ đồng trục nên khoảng cách trục của bộ truyền là bằng nhau: aw1=aw2=280 (mm) trị sè ψba trong cấp nhanh của hộp giảm tốc lấy nhỏ hơn ở cấp chậm,vì vậy ta chọn ψba= 0,2 Ta có: ψbd = 0,5.ψba.(u+1) = 0,5.0,2.(3,87+1) = 0,5 Tra Bảng 6.7: Trị sè của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chi u rộng vành răng K Hβ ta chọn K Hβ =1,015 (sơ đồ 5) - Chi u rộng vành răng : bW1==... 3.3,14 1 Nên Zε = εα Theo công thức 8.38b 1 1 1 1 εα = [1,88 - 3,2( Z + Z )]cosβ = [1,88 - 3,2( + )]cos(15,3560) =1,708 37 143 3 4 ⇒ Zε = 1 = 0,765 1,708 + KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : K H = K Hβ K Hα K Hv trong đó : KHβ = 1,1063 ( tra theo bảng 6.7 với sơ đồ 4 ) K Hα: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: d w3 = 2a... lăn bánh nhỏ: d w1 = 2a w 2.280 = = 115,108(mm) (u m + 1) 3,865 + 1 -KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : K H = K Hβ K Hα K Hv trong đó : KHβ = 1,015 ( tra theo bảng 6.7 với sơ đồ 5) K Hα: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Vận tốc vòng của bánh răng : v = π d w1 nI 3,14.115,108.750 = = 4,398(m / s ) 60000 60000 Tra Bảng 6.13 : Chọn cấp chính xác theo. .. khá nhá nên có thể giữ nguyên kết quả tính toán 5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép : σ F1 = σ F2 2.TI K F Yε Yβ YF 1 bw1 d w1 m σ Y = F 1 F 2 ≤ [σF2] YF 1 ≤ [σ F 1 ] Trong đó : TI : mômen xoắn trên bánh chủ động TI =125805 (N) m : mô dun pháp m = 3(mm) bW1 : chi u rộng vành răng bW2= 34(mm), . chưa nhiều nên đồ án của Em không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn Nguyên Lý Máy . Chi Tiết Máy và các Thầy Cô giáo trong khoa để đồ án của Em được. mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hoá theo dây truyền trong sản xuất . Nhằm thực. của các Thầy Cô trong khoa và bộ môn Nguyên Lý Máy và Chi Tiết Máy trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp và đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của cô giáo : Bùi Thanh Hiền Ngày tháng năm 2009 Sinh