CHƯƠNG VIII: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU MÁY LUYỆN HỞ Φ250

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC

Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu CHƯƠNG VIII: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU MÁY LUYỆN HỞ Φ250 8.1. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC. 8.1.1. Các số liệu ban đầu. Thực tế lấy từ công ty cổ phần cao su Đà Nẵng: + Số vòng quay trục luyện chủ động của máy: n t1 = 19.5 (v/ph) + Số vòng quay trục luyện bị động của máy: n t2 = 17.8 (v/ph) + Tỷ tốc i = 1:1.1 + Lực ép của trục luyện trong quá trình làm việc:P LV =70 (KN) + Đường kính trục luyện: D t = 250 (mm) 8.1.2.Tính chọn động cơ điện truyền động chính. - Ta có công suất làm việc của trục luyện được tính theo tài liệu [TKCTM] 1000 LVLV LV VP N × = (KW) (1) Trong đó: + P LV : Lực ép của trục luyện (N) + V LV : Vận tốc dài của trục luyện (m/s) 100060 2 × ×× = tt LV nD V π (m/s) (2) Với: + D t : Đường kính trục luyện (mm) + n t2 :Số vòmh quay trục luyện bị động (v/ph) - Thay số vào công thức (2) ta được: 233.0 100060 8.1725014.3 = × ×× = LV V (m/s) - Thay số vào công thức (1) ta lại được: 31.16 1000 233.01070 3 = ×× = LV N (KW) - Công suất cần thiết của động cơ truyền động chính là: η LV dc N N = (KW) (3) Trong đó: + η : Hiệu suất truyền động (Xem hình 6.1) ta có: 243 OTBROLK ηηηηη ×××= (4) GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 108 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu Với: + K η = 1: Hiệu suất của khớp nối trục. + OL η = 0.99: Hiệu suất của một cặp ổ lăn. + BR η = 0.98: Hiệu suất của một cặp bánh răng. + OT η = 0.99:Hiệu suất của một cặp ổ trượt. - Thay số vao công thức (4) ta có: 877.099.098.099.01 243 =×××= η - Thay vào lại công thúc (3) ta được: 59.18 877.0 31.16 == dc N (KW) - Vậy ta cần phải chọn động cơ điện có công suất định mức sao cho có dcdm NN ≥ . Trong tiêu chuẩn chọn động cơ điện thì có nhiều loại động cơ thoả mản điều kiện này, nhưng ta chọn theo Bảng 2P/323_[TKCTM] được loại động cơ che kín có quạt gió loại AO 2 72-6 có các thông số sau: + Công suất động cơ là: N dm = 20 (KW) + Số vòng quay động cơ là: n = 970 (v/ph) + Khối lượng động cơ là: M = 230 (Kg) 8.1.3. Chọn sơ đồ hộp giảm tốc. - Ta thấy yêu cầu trục ra của máy luyện hở là tương đối nhỏ n t2 = 17.8 (v/ph) trong khi đó tốc độ trục ra của động cơ điện là rất lớn n dc = 970 (v/ph). Nên tỷ số truyền chung của máy là rất lớn, vì vậy mà ta cần phải đặt thêm hộp giảm tốc để giảm tốc độ trục ra động cơ trước khi truyền cho trục luyện, tuy nhiên ta củng nên để ý đến kết cấu của nó. - Để kết cấu hộp giảm tốc nhỏ gọn thì ta phải thêm một bộ truyền đai hay bộ truyền xích trước nó nhằm giảm tốc độ quay, nhưng ở đây do yêu cầu của kết cấu máy không cho phép và để đảm bảo điều kiện về độ ổn định và độ an toàn sử dụng và để máy được nhỏ gọn hơn ta thiết kế cặp Bánh răng-Bánh đà dặt sau hộp giảm tốc để giảm tốc độ ở trục ra trước khi truyền đến trục luyện của máy. - Ta chọn hộp giảm tốc Bánh răng trụ-Răng nghiên 2 cấp tốc độ khai triển để khử được lực dọc trục trong quá trình làm việc của máy và tỷ số truyền của hộp này trong khoảng i = (8 – 10). Sơ đồ hộp giảm tốc 2 cấp tốc độ xem hình 7.1 Ta có: GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 109 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu + I : Trục vào (trục I) hộp giảm tốc. + II: Trục trung gian (trục II) hộp giảm tốc. + III: Trục ra (trục III) hộp giảm tốc. 8.1.4. Phân bố tỷ số truyền. - Xem hình 6.1: sơ đồ dộng của máy luyện hở Φ250 mm - Ta có tỷ số truyền chung là: 49.54 8.17 970 2 === t dc c n n i - Mà theo hình 6.1 thì ta lại có tỷ số truyền chung được xác định như sau: thBRtc iiii ××= (5) Trong đó: + i t : Tỷ số truyền của hộp giảm tốc. + i BR : Tỷ số truyền của cặp Bánh răng-Bánh đà. + i th = 1.1: Tỷ số truyền của cặp bánh răng thay thế. - Mặc khác ta có: chnt iii ×= (6) Với: + i n : Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp nhanh. + i ch : Tỷ số truyền của bộ truyền cấp chậm. - Như ta đã biết tỷ số truyền là chỉ tiêu kỹ thuật có ảnh hưởng đến kích thước, chất lượng của bộ truyền cơ khí, vì vậy việc chọn và phân bố tỷ số truyền hộp giảm tốc i t cho các bộ truyền trong hộp phải tuân theo các nguyên tắc sau: + Kích thước và trọng lượng của hộp giảm tốc là nhỏ nhất. + Đảm bảo điều kiện bôi trơn là tốt nhất. Như vậy với hộp giảm tốc mà ta chọn thì để cho các bánh răng bị dẫn của cấp nhanh và cấp chậm được ngâm trong dầu gần như nhau, tức là đường kính của các bánh răng phải xấp xỉ như nhau ta phân bố tỷ số truyền i n >i ch và i n = (1.2-1.3)i ch và phải đảm bảo là i t thuộc khoảng (8-40). - Để thoả điều kiện trên ta chọn i t = 12 - Từ công thức (6) ta có:    = = ⇒=× 79.3 17.3 122.1 2 n ch ch i i i - Thay số vào công thức (5) ta được: GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 110 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu 13.4 1.112 49.54 = × = × = tht c BR ii i i 8.1.5. Xác định số vòng quay, công suất và mômen của các trục trong hộp giảm tốc. a. Số vòng quay các trục. - Trục thứ nhất: 970 == dcI nn (v/ph) - Trục thứ hai: 256 79.3 970 === n dc II i n n (v/ph) - Trục thứ ba: 81 17.3 256 === ch II III i n n (v/ph) b. Công suất của các trục. - Hiệu suất của các bộ truyền: + Hiệu suất bộ truyền bánh răng: 98.0 = BR η + Hiệu suất của một cặp ổ lăn: 99.0 = OL η + Hiệu suất của khớp nối: 1 = K η - Công suất của các trục hộp giảm tốc: + Trục thứ nhất: 20 =×= kdcI NN η (KW) + Trục thứ hai: 21.1998.0)99.0(20 22 =××=××= BROLIII NN ηη (KW) + Trục thứ ba: 9.17)98.0()99.0(21.19 2323 =××=××= BROLIIII NN ηη (KW) c. Mômen xoắn trên các trục. Công thức xác định mômen xoăn trên các trục [3-53/55_TKCTM] i i X n N M ××= 6 1055.9 (Nmm) (7) Trong đó: N i và n i là công suất và số vòng quay của trục thứ i trong 1 phút. - Trục thứ nhất: 2.196907 970 20 1055.9 6 =××= I M (Nmm) - TRục thứ hai: 7.717581 256 21.19 1055.9 6 =××= II M (Nmm) - Trục thứ ba: 8.2110434 81 8.17 1055.9 6 =××= III M (Nmm) - Lập bảng các kết quả tính được: GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 111 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu Để thuận tiện cho việc theo dõi các số liệu trong quá trình tính toán thiết kế của máy luyện hở ta lập bảng thông số các trục của hộp giảm tốc theo bảng 8.1: Bảng 8.1 Thông số/Trục Động cơ Trục I Trục II Trục III i 3.79 3.17 n i (v/ph) 970 256 81 N i (KW) 20 19.21 17.9 M i (Nmm) 196907.2 717581.7 2110434.8 8.1.6. Thiết kế bộ truyền Bánh răng cấp nhanh. Bộ truyền bánh răng cấp nhanh có cặp bánh trụ răng nghiên có các thông số: + Tỷ số truyền: i = 3.79 + Số vòng quay: n 1 = 970 (v/ph) n 2 = 256 (v/ph) + Công suất trục: N I = 20 (KW) Ta tiến hành xác định các thông số kích thước chủ yếu của bộ truyền và kiểm tra các điều kiện bền theo điều kiện tải của nó như sau. a. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng. - Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép C45 thường hoá có đường kính phôi từ 100 – 300 (mm) [Bảng 3-8/40_TKCTM] có: 580 )1( = bk σ (N/mm 2 ) 290 )1( = ch σ (N/mm 2 ) HB (1) = 200 - Chọn vật liệu làm bánh răng lớn là thép C35 thường hóa có đường kính phôi từ 300 – 500 (mm) [Bảng 3-8/40_TKCTM] có: 480 )2( = bk σ (N/mm 2 ) 240 )2( = ch σ (N/mm 2 ) HB (2) = 170 b. Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uồn cho phép. • Ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép. [Cthức 3-1/38_TKCTM] [ ] [ ] ' 0 N Ntx K tx ×= σσ (8) Trong đó: + [ ] tx N 0 σ (N/mm 2 ): Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài, phụ thuộc vào độ rắn HB [Bảng 3-9/43_TKCTM] ta có : [ ] tx N 0 σ = 2.6HB (N/mm 2 ) GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 112 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu + ' N K : Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc xác định theo 6 0 ' td N N N K = [Cthức 3-2/42_TKCTM] Với: - N 0 : là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc Tra [Bảng 3-9/43_TKCTM] ta có: N 0 = 10 7 . - N td : Số chu kỳ tương đương. - Do bánh răng chịu tải trọng thay đổi nên theo [Cthức 3-4/42_TKCTM] ii Max i td Tn M M uN ××         ∑××= 2 60 (9) Trong đ ó: + M i (Nmm), n i (v/ph), T i (giờ): là mômen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ thứ i. + M Max (Nmm): Mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng. + u =1: Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng. Ta có: M I = 196907.2 (Nmm) M II = 717581.7 = M Max (Nmm) n II = 256 (v/ph) + Giả thiết răng máy làm việc 5 năm, mổi năm 300 ngày, mổi ngày làm 2 ca, một ca làm 8 giờ: nên 24000823005 =×××= T (giờ) - Thay số vào (9) ta có: Số chu kỳ tương đương của bánh răng lớn 7 2 2 106.39240002561 7.717581 2.196907 160 ×=××         +       ××= td N > N 0 Vậy khi tính ứng suất mỏi cho phép của cặp bánh răng này ta lấy 1 "' == NN KK vì 21 tdtd NiN ×= >N 0 Với: + ' N K : là hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc. + " N K : là hệ số chu kỳ ứng suất uốn. - Thay số vào (8) ta có: + Với bánh răng nhỏ: [ ] 1tx σ = 2,6HB (1) = 2,6 × 200 = 520 (N/mm 2 ) GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 113 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu + Với bánh răng lớn: [ ] 2tx σ = 2,6HB (2) = 2,6 × 170 = 442 (N/mm 2 ) Chọn [ ] 2tx σ = 442 (N/mm 2 ) để tính toán • Ứng suất uốn cho phép. - Bộ truyền làm việc 1 chiều nên các răng trên bánh răng làm việc một mặt. Vật liệu bánh răng là phôi rèn, thép thường hoá nên ứng suất uốn cho phép được xác định theo [Cthức 3-6/42_TKCTM]. [ ] ( ) σσ σσ σ Kn K Kn K NN u × ×÷ = × × = − ' 1 " 0 5.14.1 (N/mm 2 ) (10) Trong đó: + n = 1.5: Hệ số an toàn. + ( ) bk σσ 45.04.0 1 ÷= − (N/mm 2 ): Giới hạn mỏi của thép. + 8.1 = σ K : Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng. -Thay số vào (10) ta được: [ ] 6.138 8.15.1 158043.05.1 1 = × ××× = u σ (N/mm 2 ) [ ] 7.114 8.15.1 148043.05.1 2 = × ××× = u σ (N/mm 2 ) c. Sơ bộ chọn hệ só tải trọng K. Có thể chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1.3 – 1.5, ta chọn K = 1.4 vì đây là bộ truyền có khả năng chạy mòn. d. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng. Do bộ truyền bánh răng trụ nên hệ số chiều rộng bánh răng xác định theo công thức: A b A = ψ vậy ta chọn 5.0 = A ψ . e. Chọn sơ bộ khoảng cách trục A. - Bộ truyền tải trọng lớn nên A được xác định theo[Cthức 3-10/45_TKCTM] GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 114 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu ( ) [ ] 3 2 ' 2 6 1005.1 1 n NK i iA A tx ×× × ×         × × +≥ θψ σ (mm) (11) Trong đó: + i = 3.79: Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp nhanh. + K = 1.4: Hệ số tải trọng. + 35.115.1 ' ÷= θ : Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng, ta chọn 3.1 ' = θ . + n 2 = 256 (v/ph): Số vòng quay trục II. + N = N I = = 20 (KW): Công suất của trục I. + 5.0 = A ψ : Hệ số chiều rộnh bánh răng. + [ ] 2tx σ = 442 (N/mm): Ứng suất tiếp cho phép. - Thay só vào (11) ta được: ( ) 7.193 2563.15.0 204.1 79.3442 1005.1 179.3 3 2 6 = ×× × ×         × × +≥ A (mm) Vậy chọn A = 200 (mm) f. Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng. - Tính vận tốc vòng bánh răng. Xác đ ịnh theo [Cthức 3-17/46_TKCTM] ( ) 1100060 2 100060 111 +×× ×× = × ×× = i nAnD V ππ ( ) 24.4 179100060 97020014.32 = +×× ××× = (m/s) - Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: với vận tốc vòng của bánh răng đã tính V < 5 (m/s) theo [Bảng 3-11/46_TKCTM] ta chọn cấp chính xác 9. g. Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A. • Định chính xác hệ số tải trọng: Xác định theo[Cthức 3- 19/47_TKCTM] K = K tt x K d (12) Trong đó: + K tt : Hệ số tải trọng tập trung. + K d : Hệ số tải trọng động. - Do bộ truyền có tải trọng thay đổi nên theo [Cthức 3-20/47_TKCTM] GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 115 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu 2 1 + = ttBang tt K K (13) - Ta có chiều rộng bánh răng nhỏ là: 1002005.0 =×=×= Ab A ψ (mm) - Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ là: 5.83 179.3 2002 1 2 1 = + × = + = i A D (mm) - Do đó ta xác định được: 197.1 5.83 100 1 === D b d ψ - Tra [Bảng 3-12/47_TKCTM] được 36.1 = ttBang K - Thay số vào (13) có: 18.1 2 136.1 = + = tt K - Vậy dựa vào hệ số d ψ , vận tốc V, và cấp chính xác đã chọn, với giả thiết bánh răng có β sin 5.2 n m b ≥ ta tra [Bảng 3-14/48_TKCTM] được K d = 1.4 - Vậy thay số vào (12) có hệ số tải trọng: 652.118.14.1 =×= K • Định chính xác khoảng cách trục A: theo [Cthức 3-21/49_TKCTM] 6.214 4.1 652.1 200 3 3 === sobo sobo K K AA (mm) Vậy ta chọn A = 215 (mm) h. Xác định môdun (m n ), số răng (Z), chiều rộng bánh răng (b), góc nghiêng (β). • Xác định môđun: xác định theo [Cthức 3-22/49_TKCTM] m n = (0.01 – 0.02)A = (2.15 – 4.3) (mm) - Chọn m n = 4 (mm) - Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 15 0 • Xác định số răng các bánh răng: Theo [Cthức 3-24/49_TKCTM] - Với bánh răng nhỏ: ( ) ( ) 68.21 179.34 152152 1 2 0 1 = +× ×× = + × = Cos im CosA Z n β (răng) Chọn Z 1 = 22 (răng) - Với bánh răng lớn: Z 2 = i x Z 1 = 3.79 x 22 = 83.4 (răng) GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 116 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu Chọn Z 2 = 84 (răng) • Xác định góc nghiêng β: Theo [Cthức 3-28/50_TKCTM] ( ) ( ) 976.0 2152 48422 2 21 = × ×+ = ×+ = A mZZ Cos n β → β = 9,58 0 = 9 0 35 ’ • Xác định chiều rộng bánh răng. 5.1072155.0 =×=×= Ab A ψ (mm) • Kiểm nghiệm lại giả thiết chọn K d ở trên 1.60 359sin 45.2 sin 5.2 '0 = × =≥ β n m b (mm) Vậy điều kiện thoả mãn. k. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng. - Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng là kiểm tra ứng suất sinh ra trong chân răng, với bánh răng trụ răng nghiêng theo [Cthức 3-34/51_TKCTM] ta có: [ ] u n u nbZmy NK σ θ σ ≤ ××××× ××× = ''2 6 101,19 (N/mm 2 ) (14) Trong đó: + K = 1.652: Hệ số tải trọng. + N = 20 (KW): Công suất bộ truyền lấy theo trục I. + y: Hệ số dạng răng với mổi bánh răng được chọn theo số răng tương đương. + m n = 4: Môđun pháp của bộ truyền. + Z 1 = 22 (răng): Số răng bánh răng nhỏ. + Z 2 = 84 (răng): Số răng bánh răng lớn. + n = 970 (v/ph): Số vòng quay bộ truyền. + θ ” = (1.4 – 1.6): Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn cua rbánh răng, ta chon θ ” = 1.5. + [ ] u σ : Ứng suất uốn cho phép (N/mm 2 ). - Do bánh răng nghiêng nên ta có: GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 117 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A [...]... 8.1.8 Tính toán thiết kế trục và then 1 Tính toán thiết kế trục a Chọn vật liệu - Với máy luyện thì làm việc ở chế độ chịu tải tương đối lớn vì vậy ta có thể chọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện có các thông số sau: σ bk = 800 (N/mm2); σ ch = 450 (N/mm2); HB(2) = 220 b Tính sức bền trục A Tính sơ bộ trục GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 129 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A Đồ án tốt nghiệp TKế... ×196907.2 = 3938 100 (N) - Khi tính toán trục I do có khớp nối nên tồn tại lực Pk, lực này có thể đặt tại 4 vị trí như hình 7.7 Do đó khi tính toán ta cần xét tất cả 4 trường hợp tương ứng với từng vị trí của lực Pk, vị trí nào gây ra mômen lớn nhất thì ta lấy vị trí của trường hợp đó để tính toán -Ta nhận thấy vị trí Pk đặt tại vị trí 2 là gây ra mômen tương ứng lớn nhất • Tính trục I: ta có sơ đồ lực... của máy có thể xảy ra hiện tượng quá tải đột ngột do các quá trình: mở máy, hãm máy hay vật liệu cấp quá quy định và một số sự cố khác nên ta cần kiểm tra điều kiện quá tải của bánh răng Chọn hệ số quá tải Kqt = 1.8 - Ta tiến hành kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi quá tải theo [Cthức 3-41/53_TKCTM] σtxqt = σtx × K qt ≤ [σ ]txqt (N/mm2) (15) Trong đó: + σtx : Ứng suất tiếp xúc tính. .. việc của máy có thể xảy ra hiện tượng quá tải đột ngột do các quá trình: mở máy, hãm máy hay vật liệu cấp quá quy định và một số sự cố khác nên ta cần kiểm tra điều kiện quá tải của bánh răng Chọn hệ só quá tải Kqt = 1.8 - Ta tiến hành kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi quá tải theo công thức (15) GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 126 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A Đồ án tốt nghiệp TKế dây... = 5.94 1.49 × 22.58 0.74 150 1 5 × 22.22 + 0.05 × 22.22 0.62 = 2.73 - Thay số vào công thức (22) ta được: n= 5.94 × 2.73 5.94 2 + 2.732 = 2.55 ≥ [ n] = ( 2.5 ÷ 3) Vậy điều kiện được thoả mãn 2 Tính toán thiết kế then Để truyền mômen xoắn và truyền động từ trục đến bánh răng và ngược lại ta dùng then, nó là chi tiết ghép được tiêu chuẩn hoá, vật liệu then là thép C45, loại then bằng có tiết diện và rảnh... (Nmm) MIII = 2110434.8 = MMax (Nmm) nIII = 81 (v/ph) + Giả thiết răng máy làm việc 5 năm, mổi năm 300 ngày, mổi ngày làm 2 ca, một ca làm 8 giờ: nên T = 5 × 300 × 2 × 8 = 24000 (giờ) - Thay số vào (9) ta có: Số chu kỳ tương đương của bánh răng lớn  717581.7 2  7 N td 2 = 60 ×1 ×   +1 ×81 × 24000 = 13 ×10 > 2110434.8      N0 Vậy khi tính ứng suất mỏi cho phép của cặp bánh răng này ta lấy... [σ] tx1 = 2,6HB(1) = 2,6 × 210 = 546 (N/mm2) + Với bánh răng lớn: [σ ] tx 2 = 2,6HB(2) = 2,6 × 180 = 468 (N/mm2) Chọn [σ ] tx 2 = 468 (N/mm2) để tính toán • Ứng suất uốn cho phép GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 122 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu - Bộ truyền làm việc 1 chiều nên các răng trên bánh răng làm việc một mặt Vật liệu bánh răng là phôi... trục ta có thể dùng công thức tính sơ bộ chỉ xét đến tác dụng của mômen xoắn trên trục vì không xét đến tác dụng của tải trọng gây biến dạng uốn nên giá trị ứng suất cho phép lấy nhỏ hơn trị số thực [Cthức 7-2/114_TKCTM] N n d ≥ C3 (mm) (17) Trong đó: + d (mm): Đường kính trục + n (v/ph): Số vòng quay trong một phút của trục + N (KW): Công suất của trục + C: Hệ số tính toán, phụ thuộc vào ứng suất xoắn... nIII = 81 Thay vào (17) ta được NIII = 17.9 (v/ph) d III ≥ 1203 17.9 = 72.5 81 (mm) Ta chọn dIII = 75 (mm) B Tính gần đúng trục Tính gần đúng trục tức là xét đến tác dụng của cả đồng thời mômen xoắn lẫn mômen uốn đến sức bền của trục - Ta chọn và vẽ phác hoạ sơ đồ Hộp giảm tốc như hình 7.4 - Để tính chiều dài trục ta chọn kích thước theo [Bảng 7-1/118_TKCTM] + a = 10 (mm): Khoảng cách từ mặt cạnh của... hộp GVHD: Ts.Đinh Minh Diệm Trang 130 SVTH:Nguyễn Thanh Bình-01C1A Đồ án tốt nghiệp TKế dây chuyền sản xuất mặt lốp xe đạp 2 màu + b = 107.5 (mm): Chiều rộng bánh răng cấp nhanh + b1 = 150 (mm): Chiều rộng bánh răng cấp chậm + c = 10 (mm): Khe hở giữa các chi tiết quay + B = 26 (mm): Bề rộng ổ lăn + Δ = 12 (mm): Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp + δ = 10 (mm): Chiều dày của thân hộp + l2