Thiết kế hệ thống truyền động máy nghiền

Thiết kế hệ thống truyền động máy nghiền

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HỒ CHÍ MINH KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN: THIẾT KẾ MÁY oOo BÀI TẬP LỚN MÔN: CHI TIẾT MÁY Đề tài: THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY NGHIỀN GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Đức Thiện MSSV: 21303852 Lớp: CK13KSCD Nhóm: Đề: TP HỒ CHÍ MINH, ngày 24 tháng 12 năm 2015 MỤC LỤC:  NỘI DUNG TIẾN TRÌNH SƠ ĐỒ (ĐỀ) 1.1 THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY NGHIỀN 1.2 BỘ TRUYỀN VÍT ME – ĐAI ỐC 1.3 MỐI GHÉP REN  LỜI GIẢI CHI TIẾT CHƯƠNG CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN CHƯƠNG THIẾT KẾ CÁC BÁNH RĂNG 2.1 CẶP BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG NẰM NGOÀI 2.1.1 Số liệu ban đầu 2.1.2 Ứng suất cho phép 2.1.3 Tính toán bánh dẫn 2.1.4 Tính toán bánh bị dẫn 2.2 CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG TRONG HỘP GIẢM TỐC 2.2.1 Số liệu ban đầu 2.2.2 Ứng suất cho phép 2.2.3 Tính toán bánh dẫn 2.2.4 Tính toán bánh bị dẫn CHƯƠNG THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN 10 3.1 PHÂN TÍCH LỰC 10 3.2 TÍNH TOÁN TRỤC I 10 3.2.1 Chọn nối trục đàn hồi 10 3.2.2 Tính trục I 11 3.2.3 Tính toán lực mômen 11 3.2.4 Chọn then cho trục I 13 CHƯƠNG CHỌN Ổ LĂN 21 4.1 Chọn ổ lăn trục 21 4.2 Chọn ổ lăn trục 21 CHƯƠNG BỘ TRUYỀN VÍT ME – ĐAI ỐC 22 CHƯƠNG MỐI GHÉP REN 25 6.1 Số liệu cho trước 25 6.2 Sơ đồ lực 25 6.3 Xác định lực xiết 26 6.4 Xác định đường kính chọn ren 27 6.5 Kết luận 28 TÀI LIỆU THAM KHẢO 29 Nội dung: Tuần lễ Nội dung thực 1-2 Bài tập lớn số 1- Thiết kế hệ thống truyền động thang máy thùng treo Xác định công suất động tỉ số truyền 3-4 Tính toán truyền xích 5-6 Tính toán truyền bánh hộp giảm tốc Báo cáo kỳ 8-9 Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên truyền tính giá trị lực Tính toán thiết kế trục 10 Chọn nối trục, then 11 Chọn ổ lăn 12 Bài tập lớn số – Bộ truyền vít me – đai ốc 13-14 Bài tập lớn số – Mối ghép ren 15 Báo cáo cuối kỳ Sơ đồ: 1.1 THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY NGHIỀN Hệ thống dẫn động máy gồm: 1- Động điện; 2- Nối trục đàn hồi; 3- Hộp giảm tốc bánh nghiêng cấp; 4- Bộ truyền bánh côn cấp; 5- Thân máy; 6- Con lăn nghiền Bảng số liệu Phương án 10 số liệu 3,4 2,1 4,4 5,0 2,0 3,0 4,0 5,4 6,0 4,5 P (kW) 60 65 95 110 85 70 75 80 90 100 n (v/ph) Thời gian phục vụ (La) Quay chiều, làm việc hai ca (1 năm làm việc 300 ngày, ca làm việc giờ) 1.2 BỘ TRUYỀN VÍT ME – ĐAI ỐC Tính toán kích vít, cho biết khả tải F, chiều cao nâng tải h (giá trị theo bảng), tải trọng tác dụng lên tay quay Ft = 300 N Dựng biểu đồ lực mômen F PA 10 F, kN 20 24 28 32 36 40 44 48 52 55 h, mm 350 450 550 500 550 650 600 550 450 350 Biên dạng ren Ren đỡ (hình thang vuông) Ren hình thang Ren vuông 1.3 MỐI GHÉP REN Tính toán bulông cho kết cấu hình Bulông có cấp bền 9.8, hệ số an toàn PA F, kN a, mm 15 100 18 150 21 80 24 180 27 120 30 130 28 110 25 140 22 160 10 20 170 BÀI LÀM CHƯƠNG CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Hiệu suất chung hệ thống truyền động Ƞch = Ƞbr3Ƞbr4Ƞol3 Trong đó: Ƞbr3 – hiệu suất truyền bánh trụ số 3; Ƞbr4 – hiệu suất truyền bánh côn số 4; Ƞol – hiệu suất cặp ổ lăn Theo bảng 3.3, ta chọn: Ƞbr3 = 0,97; Ƞbr4 = 0,93; Ƞol = 0,99 Ƞch = 0,97.0,93.0,993 = 0,875 Công suất cần thiết động Pct 𝑃đ𝑐 = = = 6,86 kW 𝜂𝑐ℎ 0,875 Tỷ số truyền chung xác định theo công thức 𝑛đ𝑐 𝑢𝑐ℎ = 𝑢3 𝑢4 = 𝑛𝑐𝑡 Trong đó: 𝑢3 − 𝑡ỉ 𝑠ố 𝑡𝑟𝑢𝑦ề𝑛 𝑐ặ𝑝 𝑏á𝑛ℎ 𝑟ă𝑛𝑔 𝑠ố 3; 𝑢4 – 𝑡ỉ 𝑠ố 𝑡𝑟𝑢𝑦ề𝑛 𝑐ủ𝑎 𝑏ộ 𝑡𝑟𝑢𝑦ề𝑛 𝑏á𝑛ℎ 𝑟ă𝑛𝑔 𝑐ô𝑛 𝑠ố 4 Ta chọn động có công suất Pđc=5,5 kW với số vòng quay phân bố tỷ số truyền hệ thống truyền đông chọn bảng sau Bảng 1.1: Bảng động phân phối tỷ số truyền 32,17 Bộ truyền bánh trụ, u3 Bộ truyền bánh côn, u4 6,434 1450 16,11 4,0275 970 10,78 3,15 3,422 715 7,94 3,15 2,52 Động Số vòng quay động (vg/ph) Tỷ số truyền chung, uch 2895 Từ tỉ số truyền bảng, ta chọn động số 4, với số vòng quay n= 715vg/ph; u3 = 2,52; u4 =3,15 tỷ số truyền chung uch=7,938 Công suất trục: 𝑃𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼 = 6,86 𝑘𝑊 𝑃𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼 = Ƞ𝑏𝑟3 Ƞ2𝑜𝑙 𝑃𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼 = 0,97 0,992 6,86 = 6,52 𝑘𝑊 𝑃𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼𝐼 = Ƞ𝑏𝑟4 Ƞ𝑜𝑙 𝑃𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼 = 0,93.0,99.6,52 = 𝑘𝑊 Số vòng quay: 𝑛𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼 = 715 𝑣𝑔/𝑝ℎ 𝑛𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼 715 𝑛𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼 = = = 227 𝑣𝑔/𝑝ℎ 𝑢3 3,15 𝑛𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼 227 𝑛𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼𝐼 = = = 90 𝑣𝑔/𝑝ℎ 𝑢3 2,52 Tính mômen trục: 9,55 106 𝑃𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼 9,55 106 6,86 𝑇𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼 = = = 91626,57 𝑁𝑚𝑚 𝑛đ𝑐 715 9,55 106 𝑃𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼 9,55 106 6,52 𝑇𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼 = = = 274299,56 𝑁𝑚𝑚 𝑛𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼 227 9,55 106 𝑃𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼𝐼 9,55 106 𝑇𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼𝐼 = = = 636666,67 𝑁𝑚𝑚 𝑛𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼 90 Theo thông số vừa chọn ta có bảng đặc tính kỹ thuật sau: Trục I II III 6,86 6,52 Thông số Công suất (kW) Tỷ số truyền 3,15 2,52 Momen xoắn, (Nmm) 91626,57 274299,56 636666,67 Số vòng quay, (vg/ph) 715 227 90 CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC 2.1 CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG TRONG HỘP GIẢM TỐC 2.1.1 Số liệu ban đầu Momen xoắn trục bánh dẫn T1= 91626,57 Nmm, tỉ số truyền u = 3,15 Số vòng quay n1=715vg/ph 2.1.2 Ứng suất cho phép Chọn vật liệu cho bánh dẫn bánh bị dẫn Chọn thép C45 cải thiện Ta chọn độ rắn trung bình HB1=260; bãnh bị đẫn ta chọn độ rắn trung bình HB2=250 ─ Số chu kỳ làm việc sở: 𝑁𝐻𝑂 = 30𝐻𝐵12,4 = 30 2602,4 = 1,89 107 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ 𝑁𝐻𝑂 = 30𝐻𝐵22,4 = 30 2502,4 = 1,71 107 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ ─ Tương đương Giả sử: máy làm việc năm, ngày giờ; chế độ tải trọng số vòng quay không đổi 𝐿ℎ = 𝐿𝑎 365.8 = 4.365.8 = 11680 𝑔𝑖ờ 𝑁𝐻𝐸 = 60𝑐𝑛1 𝐿ℎ = 60.1.715.11680 = 50,11 107 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ 𝑁𝐻𝐸 = 60𝑐𝑛2 𝐿ℎ = 60.1.227.11680 = 15,91 107 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ Vì NHE > NHO 1; NHE > NHO nên: KHL = KHL = ─ Ứng suất tiếp xúc cho phép  Từ công thức: σOH lim = 2HB + 70 Suy σOH lim1 = 2.260 + 70 = 590 MPa σOH lim2 = 2.250 + 70 = 570 MPa  Từ công thức: 𝜎 0,9 [𝜎𝐻 ] = 𝑂𝐻 𝑙𝑖𝑚 𝐾𝐻𝐿 𝑠𝐻 Khi cải thiện sH = 1,1, đó: 590.0,9 [𝜎𝐻1 ] = = 482,7 𝑀𝑃𝑎 1,1 570.0,9 [𝜎𝐻2 ] = = 466,4 𝑀𝑃𝑎 1,1  Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán: [𝜎𝐻 ] = [𝜎𝐻2 ] = 466,4 𝑀𝑃𝑎 ─ Khoảng cách truyền bánh 3 𝑎𝑤 = 43(𝑢 + 1)√ 𝑇1 𝐾𝐻𝛽 𝜓𝑏𝑎 [𝜎𝐻 ]2 𝑢 Trong đó:  u = 3,15  T1 = 91626,57 Nmm  Do HB1, HB2 < 350; bánh đối xứng trục nên chọn ψba = 0,4  Từ ψba = 0,4 suy ψbd = ψba (u+1) / = 0,4 (3,15 + 1) / = 0,83 Suy KHβ = 1,0315 ─ [σH] = 466,4 MPa 𝑎𝑤 = 43 (3,15 + 1) √ 91626,57.1,0315 = 125,14 𝑚𝑚 0,4 466,42 3,15 Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑎𝑤 = 125 𝑚𝑚 ─ Môđun 𝑚𝑛 = (0,01 ÷ 0,02)𝑎𝑤 = (0,01 ÷ 0,02) 125 = (1,25 ÷ 2,5) 𝑚𝑚 Theo tiêu chuẩn, ta chọn mn = mm 2.1.3 Tính toán bánh dẫn : ─ Từ điều kiện: 20𝑜 ≥ 𝛽 ≥ 8𝑜 Suy 2𝑎𝑤 cos 8𝑜 2𝑎𝑤 cos 20𝑜 ≥ 𝑧1 ≥ 𝑚𝑛 (𝑢 + 1) 𝑚𝑛 (𝑢 + 1) 2.125 cos 8𝑜 2.125 cos 20𝑜 ≥ 𝑧1 ≥ (3,15 + 1) (3,15 + 1) Suy : 29,8 ≥ 𝑧1 ≥ 28,3 → Ta chọn : z1 = 29 ─ Góc nghiêng răng: 2.29 (3,15 + 1) 𝛽 = 𝑎𝑟𝑐𝑐𝑜𝑠 = 15,68𝑜 2.125 ─ Xác định đường kính: 𝑑𝑤1 = 𝐾𝑑 √ 91626,57.1,0315 (3,15 + 1) 𝑇1 𝐾𝐻 (𝑢 + 1) √ = 68 𝜓𝑏𝑑 [𝜎𝐻 ]2 𝑢 0,83 466,42 3,15 = 60,15 𝑚𝑚 ─ Xác định chiều rộng vành b1 = ψbd z1 = 0,83 29 = 24,07 ─ Xác định đường kính vòng chia: 𝑚𝑧1 2.29 𝑑1 = = = 60,24 𝑚𝑚 cos 𝛽 cos 15,68𝑜 ─ Xác định đường kính vòng đỉnh : 𝑑𝑎1 = 𝑑1 + 2𝑚 = 60,24 + 2.2 = 64,24 𝑚𝑚 sτ =     τ−1 K τ τa + ψτ τm ετ β  Trong đó: Tra bảng 10.3, ta suy ra: ετ = 0,81 Tra bảng 10.5, ta suy K τ = 1,3 Tra bảng 10.4, Thấm carbon, ta suy ra: β = 1,5 So trục quay, nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳđối xứng: T 91626,57 τa = = = 7,63 MPa, τm = W0 12011 Thay vào công thức, tính được: sτ = 150 = 18,38 1,3.7,63 +0 0,81.1,5 Thay vào công thức, tính được: sσ sτ 12,35.18,38 s= = = 10,25 > [s] = [1,5 … 2,5] √sσ + sτ √12,352 + 18,382 Vậy hệ số an toàn s = 10,25 Bảng 3.1: Bảng kiểm nghiệm then trục I Đường kính (mm) Trục 40 I 40 Then (mm) bxh t 10x8 10x8 5 Chiều dài then l, mm 22 25 Chiều dài làm việc then ll, mm 13,88 13,88 Kiểm nghiệm trục I theo hệ số an toàn Bảng 3.2: Bảng tính momen trục I Thông số Đường Then kính, mm bxh Trục I 40 10x8 t1 3,3 Bảng 3.3: Bảng kiểm tra hệ số an toàn trục I Đường kính d, a   mm Trục I 40 0,88 0,81 20,99 15 c, MPa Moment T, Nmm d , MPa 91626,57 91626,57 100 100 Momen chống uốn W mm2 5728 Momen cản xoắn W0 mm2 12011 a s s s 7,63 12,35 18,38 10,25 3.3 TÍNH TOÁN TRỤC II: 3.3.1 Tính trục II: ─ Vật liệu trục thép C45, chọn sơ ứng suất uốn cho phép [σ] = 70MPa, theo đó, ứng suất xoắn cho phép [τ] = 0,5[σ] = 35 MPa ─ Xác định sơ đường kính trục: 𝑑≥√ 5𝑇1 5.274299,56 =√ = 33,96𝑚𝑚 [𝜏] 35 Theo tiêu chuẩn ta chọn d = 40 mm vị trí thân trục lắp bánh côn Từ ta chọn sơ đường kính thân trục vị trí lắp ổ lăn 50 mm ─ Khoảng cách ổ hộp giảm tốc bánh trụ cấp: 𝑙 ≈ 𝑙1 + 2𝑥 + 𝑤 Trong đó:  x = 10 mm  l1 = ψba aw = 0,4.125 = 50 mm  w = 50 mm Suy ra: 𝑙 = 50 + 2.10 + 50 = 120 𝑚𝑚 Tra bảng 10.2, ta có f không nhỏ 70÷105 mm, ta chọn f = 90 mm 16 Hình 3.4 : Sơ đồ trục II 3.3.2 Tính toán lực mômen ─ Bánh bị dẫn 2: 𝐹𝑡2 = 𝐹𝑡1 = 3046,6 𝑁 𝐹𝑟2 = 𝐹𝑟1 = 1151,7 𝑁 𝐹𝑎2 = 𝐹𝑎1 = 855,21 𝑁 ─ Bánh dẫn 3: 2𝑇2 2.274299,56 𝐹𝑡3 = = = 5611,7 𝑁 𝑑𝑚1 97,76 𝐹𝑟3 = 𝐹𝑡3 tan 𝛼 cos 𝛿1 = 5611,7 tan 20𝑜 cos 21,64𝑜 = 1898,5 𝑁 𝐹𝑎3 = 𝐹𝑡3 tan 𝛼 sin 𝛿1 = 5611,7 tan 20𝑜 sin 21,64𝑜 = 753,2 𝑁 Trong mặt phẳng thẳng đứng zy: ─ Phương trình cân mômen: 𝑀𝑋𝐴 = 𝑀𝑎3 + 𝑀𝑎2 + 𝐹𝑟2 60 − 𝐹𝑟3 210 + 𝑅𝐵𝑌 120 = Trong đó: 𝑑 97,76  𝑀𝑎3 = 𝐹𝑎3 𝑚1 = 753,2 ≈ 36816 𝑁𝑚𝑚  𝑀𝑎2 = 𝐹𝑎2 𝑑𝑤2 = 𝐹𝑎2 𝑚𝑛 𝑧2 cos 𝛽 = 855,21 2.92 cos 15,68𝑜 ≈ 81720 𝑁𝑚𝑚  𝐹𝑟2 = 1151,7 𝑁; 𝐹𝑟3 = 1898,5 𝑁 Suy ra: −36816 − 81720 − 1151,7.60 + 1898,5.210 𝑅𝐵𝑌 = = 1758,7 𝑁 120 ─ Phương trình cân theo trục y: −𝑅𝐵𝑌 − 𝐹𝑟2 + 𝐹𝑟3 + 𝑅𝐴𝑌 = 𝑅𝐴𝑌 = 𝑅𝐵𝑌 + 𝐹𝑟2 − 𝐹𝑟3 = 1758,7 + 1151,7 − 1898,5 = 1011,9 𝑁 Trong mặt phẳng nằm ngang zx: ─ Phương trình cân mômen: 𝑀𝑌𝐴 = 𝑅𝐵𝑋 120 − 𝐹𝑡3 210 − 𝐹𝑡2 60 = 𝐹𝑡3 210 + 𝐹𝑡2 60 5611,7.210 + 3046,6.60 𝑅𝐵𝑋 = = = 11343,8 𝑁 120 120 ─ Phương trình cân theo trục x: 𝐹𝑡3 + 𝐹𝑡2 − 𝑅𝐵𝑋 + 𝑅𝐴𝑋 = 𝑅𝐴𝑋 = 𝑅𝐵𝑋 − 𝐹𝑡3 − 𝐹𝑡2 = 11343,8 − 5611,7 − 3046,6 = 2685,5 𝑁 17 Hình 3.5 : Sơ đồ lực biểu đồ mômen cho trục II 3.3.3 Chọn then cho trục II : ─ Trục có then, với đường kính d = 55 mm, ta chọn then có chiều rộng b = 14 mm; chiều cao h = mm; chiều sâu rãnh then trục t1 = 5,5 mm; chiều sâu rãnh then mayơ t2 = 3,8 mm Vật liệu then ta chọn thép C45 ─ Giả sử ghép cố định, điều kiện sử dụng trung bình, ta chọn [σd] = 100 MPa ─ Xác định chiều dài làm việc then: 𝑇 274299,56 𝑙𝑙𝑣 = = = 26,24 𝑚𝑚 0,5𝑑𝑡2 [𝜎𝑑 ] 0,5.55.3,8.100 ─ Chiều dài then: 𝑙 = 𝑙𝑙𝑣 + 𝑏 = 26,24 + 14 = 40,24 𝑚𝑚 Theo tiêu chuẩn ta chọn then 14 x x 40 14 x x 45 18 Then thân trục lắp bánh côn thẳng: ─ Với đường kính d = 40 mm, ta chọn then có chiều rộng b = 12 mm; chiều cao h = mm; chiều sâu rãnh then trục t1 = mm; chiều sâu rãnh then mayơ t2 = 3,3 mm Vật liệu then ta chọn thép C45 ─ Giả sử ghép cố định, điều kiện sử dụng trung bình, ta chọn [σd] = 100 MPa ─ Xác định chiều dài làm việc then: 𝑇 274299,56 𝑙𝑙𝑣 = = = 41,56 𝑚𝑚 0,5𝑑𝑡2 [𝜎𝑑 ] 0,5.40.3,3.100 ─ Chiều dài then: 𝑙 = 𝑙𝑙𝑣 + 𝑏 = 41,56 + 12 = 53,56 𝑚𝑚 Theo tiêu chuẩn ta chọn then 10 x x 56 Kiểm nghiệm then Ta thấy, trục có mặt cắt nguy hiểm B nên ta kiểm nghiệm cho mặt cắt này, trục đặc:  Tính giá trị W Wo :  Tính W: W = 0,1d3 = 0,1 553 = 16637,5 mm3  Tính Wo Wo = 0,2d3 = 0,2 553 = 33275 mm3 Do trục truyền, nên hệ số an toàn tính theo công th sσ sτ s= ≤ [s] √sσ + sτ Với vật liệu trục I thép C45, ta có:  σb = 600 MPa - giới hạn bền vật liệu  σ−1 = (0,4 ÷ 0,5)σb = 270 MPa  τ−1 = (0,22 ÷ 0,25)σb = 150 MPa Trong đó:  [s] - hệ số an toàn nằm khoảng 1,5 ÷ 2,5  sσ xác định theo công thức: σ−1 sσ = K σ σa + ψ σ σm εσ β  Trong đó:  Tra bảng 10.3, ta suy ra: εσ = 0,81 ,  Tra bảng 10.5, ta suy K σ = 1,375  Tra bảng 10.4, Thấm carbon, ta suy ra: β = 1,5  So trục quay, nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳđối xứng: M √MX + MY 522539,63 σa = = = = 31,4 MPa W W 16637,5 σm = Thay vào công thức, tính được: 270 sσ = = 7,6 1,375.31,4 +0 0,81.1,5 19  sτ xác định theo công thức: τ−1 sτ = K τ τa + ψτ τm ετ β  Trong đó:  Tra bảng 10.3, ta suy ra: ετ = 0,76  Tra bảng 10.5, ta suy K τ = 1,3  Tra bảng 10.4, Thấm carbon, ta suy ra: β = 1,5  So trục quay, nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳđối xứng: T 274299,56 τa = = = 8,24 MPa, τm = W0 33275 Thay vào công thức, tính được: sτ = 150 = 15,96 1,3.8,24 +0 0,76.1,5 Thay vào công thức, tính được: sσ sτ 7,6.15,96 s= = = 6,86 > [s] = [1,5 … 2,5] √sσ + sτ √7,62 + 15,962 Vậy hệ số an toàn s = 6,86 Bảng 3.4: Bảng kiểm nghiệm then trục II d , Đường Then (mm) Chiều Chiều dài Moment kính dài then làm việc T, Nmm MPa bxh t (mm) l, mm then ll, mm Trục 55 14x9 5,5 40 26,24 274299,56 100 II 55 14x9 5,5 45 26,24 274299,56 100 Kiểm nghiệm trục II theo hệ số an toàn Bảng 3.5: Bảng tính momen trục II Thông số Đường Then kính, mm bxh Trục II 55 14x9 t1 5,5 Bảng 3.6: Bảng kiểm tra hệ số an toàn trục II Đường kính d, a   a mm Trục II 55 0,81 0,76 31,4 8,24 20 c, MPa Momen cản xoắn W0 mm2 33275 Momen chống uốn W mm2 16637,5 s s s 7,6 15,96 6,86 CHƯƠNG CHỌN Ổ LĂN 4.1 CHỌN Ổ LĂN TRỤC I: Ổ có lực dọc trục Fa = ─ Chọn ổ bi đỡ lực dọc trục với đướng kính vòng d = 35 mm ─ Xác định Fr: 2 𝐹𝑟 𝐴 = √𝑅𝐴𝑋 + 𝑅𝐴𝑌 = √1841,322 + 361,22 = 1876,4 𝑁 2 𝐹𝑟 𝐵 = √𝑅𝐵𝑋 + 𝑅𝐵𝑌 = √6602 + 790,52 = 1029,8 𝑁 Vì Fr A > Fr B nên ta tính toán để chọn ổ A ─ Các hệ số Kσ, Kt V chọn ─ Do lực dọc trục nên hệ số X = Y = ─ Tải trọng quy ước: 𝑄 = (𝑋𝑉𝐹𝑟 𝐴 + 𝑌𝐹𝑎 )𝐾𝜎 𝐾𝑡 = (1.1.1876,4 + 0.0) 1.1 = 1876,4 𝑁 ─ Thời gian làm việc tính triệu vòng quay: 60𝐿ℎ 𝑛 60.11680.715 𝐿= = = 501,072 𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔 106 106 ─ Khả tải động tính toán: 𝑚 𝐶𝑡𝑡 = 𝑄 √𝐿 = 1876,4√501,072 = 14903,6 𝑁 ─ Theo phụ lục, ta chọn ổ cỡ nhẹ 207, với C = 20100 N, Co = 13900 N 4.2 CHỌN Ổ LĂN TRỤC II: Ổ có lực dọc trục Fa = ─ Chọn ổ bi đỡ lực dọc trục với đướng kính vòng d =50 mm ─ Xác định Fr: 2 𝐹𝑟 𝐴 = √𝑅𝐴𝑋 + 𝑅𝐴𝑌 = √2685,82 + 1011,92 = 2870,1 𝑁 2 𝐹𝑟 𝐵 = √𝑅𝐵𝑋 + 𝑅𝐵𝑌 = √11343,82 + 1758,72 = 11479,32 𝑁 Vì Fr B > Fr A nên ta tính toán để chọn ổ B ─ Các hệ số Kσ, Kt V chọn ─ Do lực dọc trục nên hệ số X = Y = ─ Tải trọng quy ước: 𝑄 = (𝑋𝑉𝐹𝑟 𝐵 + 𝑌𝐹𝑎 )𝐾𝜎 𝐾𝑡 = (1.1.11479,32 + 0.0) 1.1 = 11479,32 𝑁 ─ Thời gian làm việc tính triệu vòng quay: 60𝐿ℎ 𝑛 60.11680.227 𝐿= = = 159,08 𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔 106 106 ─ Khả tải động tính toán: 𝑚 𝐶𝑡𝑡 = 𝑄 √𝐿 = 11479,32√159,08 = 62199,66 𝑁 ─ Theo phụ lục, ta chọn ổ cỡ nặng số hiệu 410 , với C = 68500N, Co = 53000 N 21 CHƯƠNG BỘ TRUYỀN VÍT ME – ĐAI ỐC 5.1 Số liệu đầu vào Tải trọng tác dụng lên tay quay Ft = 300 N F = 52kN h = 450mm Ren vuông 5.2 Tính toán truyền vít me – đai ốc ─ Chọn vật liệu cho cặp ren vít: thép – đồng ─ Hệ số chiều cao ren ψh = 0,5 ─ Đường kính trung bình ren: d2 = √ F π ψH [p] ψh Trong đó:  ψH – hệ số chiều cao đai ốc, chọn ψH = 1,8 đai ốc nguyên  [p] – áp suất cho phép, cặp vật liệu thép – đồng ta chọn [p] = 13 MPa  F – khả tải lực dọc trục, F = 52000 N Thay giá trị ta có: d2 = √ 52000 = 37,6 mm π 1,8.13.0,5 ─ Theo tiêu chuẩn, ta chọn: d2 = 37 mm; d = 40 mm; d1 = 34 mm; ps = mm ─ Chiều cao đai ốc: H = ψH d2 = 1,8 37 = 66,6 = 67 mm Số vòng ren đai ốc: z= H ps = 67 = 11,2 ; ta chọn z = 11 ─ Biểu đồ nội lực mômen xoắn Fa Ttq = 83500 Nmm Tr = 147000 Nmm F = 52000 Ts Ttq Tr = 147000 Nmm Ts Ttq Tay quay Đai ốc Nz T 22 ─ Đoạn từ mặt đầu vít đến đai ốc lực dọc trục F không đổi, khoảng chiều cao đai ốc lực dọc trục giảm dần đến ─ Từ mặt đai ốc để tay quay mômen xoắn băng mômen ren Tr, đoạn chiều cao đai ốc mômen xoắn giảm dần đến theo quy luật tuyến tính Đoạn tay quay mômen mômen ma sát mặt đầu vít Góc nâng ren vít: tanγ = ps πd2 , γ = arctan π.37 = 2o 57′ Hệ số ma sát quy đổi ren hình thang không cân hệ số cặp vật liệu thép – đồng f = 0,1: Mômen ren: Tr = F d2 tan(γ + ρ′ ) = 52000 37 tan(2o 57′ + 5o 42′ ) ≈ 147000 Nmm Giả sử đường kính trung bình mặt đầu vít Dtb = 29 mm, ta tìm ma sát bề mặt đầu vít với cặp vật liệu thép – thép f = 0,15 (nâng vật liệu thép gang) Dtb 29 Tms = fF = 0,15.52000 = 113100 Nmm 2 ─ Trong tiết diện nguy hiểm vít (trong đoạn tay quay đai ốc): Nz = F = 52000 N; T = Tr = 147000 Nmm Ứng suất tương đương: σtđ = √σ2 + 3τ2 Trong đó: N 4N 4.52000  σ = z = 2z = ≈ 57,3 MPa  τ= A T Wo = πd1 16T πd31 = π.34 16.147000 π.343 ≈ 19,04 MPa Do đó: σtđ = √57,32 + 19,042 = 66,11 MPa Đối với thép C45 σch = 600 Mpa, hệ số an toàn: σch 600 s= = = 9,08 ≥ [s] = σtđ 66,11 ─ Ta kiểm tra độ mềm vít kiểm tra độ ổn định vít Vít khảo sát đứng với đầu giữ chặt đầu tự nên hệ số chiều dài μ = Mômen quán tính tiết diện mặt cắt ngang vít theo đường kính tính toán d1: 𝜋𝑑14 𝜋 344 𝐽𝑚𝑖𝑛 = = = 6,56 104 𝑚𝑚4 64 64 Bán kính quán tính mặt cắt ngang (mặt cắt tính toán): 𝑖𝑚𝑖𝑛 Độ mềm vít: 𝛿 = 𝐽𝑚𝑖𝑛 4𝐽𝑚𝑖𝑛 4.6,56 104 √ =√ =√ = = 8,5 𝑚𝑚 𝐴1 𝜋 342 𝜋𝑑12 𝜇ℎ 𝑖 = 2.450 8,5 = 105,88 Vì δ > δth = 85, tải trọng tới hạn Fth tính theo công thức Ơle: 𝜋 𝐸𝐽𝑚𝑖𝑛 𝜋 2,1 105 6,56 104 𝐹𝑡ℎ = = = 167856,383 = 168000𝑁 (𝜇ℎ)2 (2.450)2 23 Hệ số an toàn theo độ ổn định: 𝐹 167856,383 𝑛𝑜 = 𝑡ℎ = ≈ 3,22 > [𝑛𝑜 ] = 2,5 … suy vít ổn định 𝐹 52000 ─ Ta tính toán thông số đai ốc Đường kính đai ốc d = 40 mm [σk] = 39 MPa đồng thanh: 𝐷≥√ 5,2𝐹 5,2.52000 + 𝑑2 = √ + 402 = 61,7𝑚𝑚 𝜋[𝜎𝑘 ] 𝜋 39 Ta chọn D = 62 mm Đường kính vành đai ốc D1: 𝐷1 ≥ √ 4𝐹 4.52000 + 𝐷2 = √ + 622 = 72,27 𝑚𝑚 𝜋[𝜎𝑑 ] 𝜋 48 Ta chọn D1 = 72 mm Chiều cao vành đai ốc: 𝑎 = 𝐻 3,5 = 67 3,5 = 19,1 𝑚𝑚, ta chọn a = 19 mm ─ Xác định chiều dài tay quay với điều kiện mômen đặt tay quay tổng mômen ren mômen mặt đầu vít Ttq = Tr + Tms = 147000 + 113100 = 260100 Nmm Mômen Ttq tạo lực tác dụng Ft đặt điểm cuối tay quay 𝑇𝑡𝑞 260100 𝐿𝑝 = = = 867 𝑚𝑚 𝐹𝑡 300 Chiều dài Lp có giá trị không lớn, ta sử dụng công nhân làm việc ─ Hiệu suất truyền Ƞ (biến đổi chuyển động quay thành tịnh tiến): tan 𝛾 tan 2𝑜 57′ Ƞ𝑞𝑡 = 𝐾 = 0,9 = 0,3 tan(𝛾 + 𝜌′ ) tan(2𝑜 57′ + 50 42′ ) 24 CHƯƠNG TÍNH TOÁN MỐI GHÉP REN F = 22 kN; a = 160 mm 6.1 Số liệu cho trước - Bulông có cấp bền 9.8, hệ số an toàn - Chọn vật liệu bulông thép 40Cr 6.2 Sơ đồ lực * Trường hợp 1: Mối ghép chịu lực ngang F không qua trọng tâm nhóm bulông 25 * Trường hợp 2: Mối ghép chịu lực theo phương bất kì: F 6.3 Xác định lực xiết * Trường hợp 1: Mối ghép chịu lực ngang F không qua trọng tâm nhóm bulông ─ Dời lực trọng tâm nhóm bulông, ta lực F đặt O ngẫu lực M = F.1,5a ─ Lực tác dụng lên bu lông: 𝐹 22000 𝐹𝑖 = = = 7333,3 𝑁 𝑧 ─ Do nhóm có bu lông, có khoảng cách đến tâm O không Do đó, momen tác dụng lên bu lông không nên ta áp dụng công thức: 𝑀 = 𝐹 1,5𝑎 = 22000.1,5.160 = 5,28 106 (𝑁𝑚𝑚) ─ Lực momen tác dụng lên bu lông 1: 𝑀 𝑟1 𝐹𝑀1 = 2𝑟1 + 𝑟2 Trong đó:  M = 5,28.106 Nmm 𝑎√13  𝑟1 = 𝑎√(3 )2 + 1,52 = = 160√13 = 288,4𝑚𝑚  𝑟2 = 3𝑎 = 2𝑎 = 2.160 = 320 𝑚𝑚 𝑀 𝑟1 5,28 106 288,4 = = 5666,1 𝑁 2𝑟1 + 𝑟2 2 288,42 + 3202 = 𝐹𝑀2 = 5666,1 𝑁 ⇒ 𝐹𝑀1 = Ta có: 𝐹𝑀1 ─ 𝐹𝑀3 = 𝐹𝑀1 𝑟2 𝑟1 = 5666,1.320 288,4 = 6286,9 𝑁 ─ Vì 𝛼1 > 𝛼2 nên 𝐹1 < 𝐹2 , ta tính F2 :  𝐹2 = √𝐹𝐹2 + 𝐹𝑀2 + 2𝐹𝐹2 𝐹𝑀2 𝑐𝑜𝑠𝛼2 Với 𝑡𝑎𝑛𝛼2 = 𝑎 1,5𝑎 = ⇒ 𝛼2 = 33,69𝑜 26 𝐹2 = √7333,32 + 5666,12 + 2.7333,3.5666,1 𝑐𝑜𝑠33,69 = 12451 𝑁 𝐹3 = √𝐹𝐹3 + 𝐹𝑀3 = √7333,32 + 6286,92 = 9659,3 𝑁 * Trường hợp 2: Mối ghép chịu lực theo phương bất kì: Trong đó: F = 22000N Mômen lật: M = F.5a = 22000.5.160 = 17,6.106 (Nmm) ─ Chọn vật liệu bulông thép 40Cr ─ Lực siết V để bề mặt không bị tách hở (Fv = 0): 𝑘 𝑀𝐴 𝑉= 𝑧 𝑊 Trong đó:  M = 17,6.106 Nmm  A = 5a.6a = 30a2 = 30.1602 = 768000 mm2  z=3  𝑊= 𝑏ℎ = 5𝑎.(6𝑎)2 = 5.160.(6.160)2 = 122,88 106  k = 1,5 1,5 17,6 106 768000 𝑉= = 55000 𝑁 122,88 106 ─ Lực siết V để mề mặt ghép không bị trượt (Fv = 0): 𝑘𝐹𝐻 𝑉= 𝑓𝑧 Trong đó:  k = 1,5  FH = F = 22000 N  f = 0,3  z=3 1,5.22000 𝑉= = 36666,6 𝑁 3.0,3 ─ Từ ta chọn lực siết V = 55000 N để bề mặt ghép không bị tách hở (vì chắn bề mặt ghép không bị trượt) 6.4 Xác định đường kính chọn ren * Trường hợp 1: Mối ghép chịu lực ngang F không qua trọng tâm nhóm bulông Bu lông có tải lớn nhất, ta khảo sát cho bu lông ─ Do bu lông lắp không khe hở với lỗ, xét theo điều kiện bền ta có đường kính thân bu lông : 𝑑0 ≥ √ 4𝐹2 4.12451 =√ = 7,42 𝑚𝑚 𝜋 [𝜏 ] 𝜋 288 Trong : [𝜏] = 0,4𝜎𝑐ℎ = 0,4.720 = 288 𝑀𝑃𝑎 27 Theo ta chọn bu lông M8 ─ Kiểm nghiệm độ bền dập theo công thức : 𝐹2 12451 𝜎𝑑 = = = 518,8𝑀𝑃𝑎 𝑑0 𝑠 8.3 [𝜎𝑑 ] = 0,8 𝜎𝑐ℎ = 0,8.720 = 576 𝑀𝑃𝑎 Vì 𝜎𝑑 < [𝜎𝑑 ] nên điều kiện dập thỏa * Trường hợp 2: Mối ghép chịu lực theo phương bất kì: ─ Tải trọng tác dụng lên bulông mômen M gây ra: khoảng cách từ bulông đến trục xoay nên 𝑀𝑏 𝑌1 𝐹𝑀1 = 𝐹𝑀2 = 𝐹𝑀3 = ∑ 𝑧𝑖 𝑌𝑖2 𝑀𝑏 𝑌1 𝜒𝑀 0,3.17,6 106 𝐹𝑀1 = = = = 7333,3 𝑁 ∑ 𝑧𝑖 𝑌12 ∑ 𝑧𝑖 𝑌1 3.1,5.160 ─ Lực tác dụng lớn lên bulông : 𝜒𝐹𝑉 𝐹𝑚𝑎𝑥 = 1,3𝑉 + + 𝐹𝑀1 = 1,3.55000 + + 7333,3 = 78833,3 𝑁 𝑧 ─ Đường kính bulông: 𝑑1 ≥ √ 4𝐹𝑚𝑎𝑥 4𝐹𝑚𝑎𝑥 4.78833,3 =√ =√ = 20,45 𝑚𝑚 720 [𝜎𝑐ℎ ] 𝜋[𝜎𝑘 ] 𝜋 𝜋 𝑠 Theo ta chọn bulông M24 ─ Kiểm nghiệm độ bền dập : 𝑧𝑉 𝐹𝑉 𝑀 3.55000 17,6 106 𝜎𝑑 = − + = −0+ = 0,358 ≤ [𝜎𝑑 ] 𝐴 𝐴 𝑊 768000 122,88 106 Với [σd] = 1…2 Mpa (bê tông) Vậy điều kiện bền dập thỏa 6.5 Kết luận Ta chọn bulông M24 28 TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Nguyễn Hữu Lộc, “Cơ sở thiết kế máy”, NXB Đại học Quốc gia TP Hồ Chí Minh, 2012 [2] Nguyễn Hữu Lộc, “Bài tập Chi tiết máy”, NXB Đại học Quốc gia TP Hồ Chí Minh, 2011 [3] Trịnh Chất-Lê Văn Uyển, “Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí”, NXB Giáo Dục [4] Trần Thiên Phúc, “Thiết kế chi tiết máy công dụng chung”, NXB Đại học Quốc gia TP Hồ Chí Minh, 2011 29 [...]... kiện bền dập được thỏa 6.5 Kết luận Ta chọn bulông M24 28 TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Nguyễn Hữu Lộc, “Cơ sở thiết kế máy , NXB Đại học Quốc gia TP Hồ Chí Minh, 2012 [2] Nguyễn Hữu Lộc, “Bài tập Chi tiết máy , NXB Đại học Quốc gia TP Hồ Chí Minh, 2011 [3] Trịnh Chất-Lê Văn Uyển, “Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí”, NXB Giáo Dục [4] Trần Thiên Phúc, Thiết kế chi tiết máy công dụng chung”, NXB Đại... 97,76 246,96 Nhận xét Thỏa bền CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN PHÂN TÍCH LỰC: 3.1 II I Hình 3.1: Sơ đồ phân tích lực trên các trục TÍNH TOÁN TRỤC I: 3.2 Chọn nối trục đàn hồi: Chọn vật liệu cho chốt của nối trục là thép C45 Mômen danh nghĩa truyền qua nối trục: T = 91626,57 Nmm Hệ số chế độ làm việc K chọn giá trụ 1,4 Ta chọn nối trục vòng đàn hồi có thể truyền mômen xoắn T = 125000 Nmm khi đường... với C = 68500N, Co = 53000 N 21 CHƯƠNG 5 BỘ TRUYỀN VÍT ME – ĐAI ỐC 5.1 Số liệu đầu vào Tải trọng tác dụng lên tay quay Ft = 300 N F = 52kN h = 450mm Ren vuông 5.2 Tính toán bộ truyền vít me – đai ốc ─ Chọn vật liệu cho cặp ren vít: thép tôi – đồng thanh ─ Hệ số chiều cao ren ψh = 0,5 ─ Đường kính trung bình của ren: d2 = √ F π ψH [p] ψh Trong đó:  ψH – hệ số chiều cao đai ốc, chọn ψH = 1,8 khi đai... + 0,092𝑥 2 = 3,47 + = 4,13 𝑧𝑣1 𝑧𝑣1 20 13,2 27,9𝑥 13,2 𝑌𝐹2 = 3,47 + − + 0,092𝑥 2 = 3,47 + = 3,57 𝑧𝑣2 𝑧𝑣2 131 (Chọn hệ số dịch chỉnh x = 0) ─ Tính hệ số: KHβ = 1,149 (Tính được từ bảng 6.18) 𝐾𝐹𝛽 = 1 + 1,5(𝐾𝐻𝛽 − 1) = 1 + 1,5 (1,149 − 1) = 1,2235 ─ Từ bảng 6.5, ta tra được hệ số tải trọng động KFV = 1,1 ─ Kiểm tra độ bền uốn: Ta xét:  Bánh dẫn: [𝜎𝐹1 ] = 236,6 = 57,3 𝑌𝐹1 4,13 [𝜎𝐹2 ] 216  Bánh bị dẫn:... πd3 bt(d − t)2 π 403 10.3,3 (40 − 3,3)2 Wo = − = − 16 2d 16 2.40 = 12011 mm3 Do trục truyền, nên hệ số an toàn tính theo công thức sσ sτ s= ≤ [s] √sσ 2 + sτ 2 Với vật liệu trục I là thép C45, ta có:  σb = 600 MPa - giới hạn bền vật liệu  σ−1 = (0,4 ÷ 0,5)σb = 270 MPa  τ−1 = (0,22 ÷ 0,25)σb = 150 MPa Trong đó:  [s] - hệ số an toàn nằm trong khoảng 1,5 ÷ 2,5  sσ xác định theo công thức: σ−1 sσ = K... sτ 2 √12,352 + 18,382 Vậy hệ số an toàn là s = 10,25 Bảng 3.1: Bảng kiểm nghiệm then trục I Đường kính (mm) Trục 40 I 40 Then (mm) bxh t 10x8 10x8 5 5 Chiều dài then l, mm 22 25 Chiều dài làm việc của then ll, mm 13,88 13,88 Kiểm nghiệm trục I theo hệ số an toàn Bảng 3.2: Bảng tính momen trục I Thông số Đường Then kính, mm bxh Trục I 40 10x8 t1 3,3 Bảng 3.3: Bảng kiểm tra hệ số an toàn trục I Đường... = 0,1d3 = 0,1 553 = 16637,5 mm3  Tính Wo Wo = 0,2d3 = 0,2 553 = 33275 mm3 Do trục truyền, nên hệ số an toàn tính theo công th sσ sτ s= ≤ [s] √sσ 2 + sτ 2 Với vật liệu trục I là thép C45, ta có:  σb = 600 MPa - giới hạn bền vật liệu  σ−1 = (0,4 ÷ 0,5)σb = 270 MPa  τ−1 = (0,22 ÷ 0,25)σb = 150 MPa Trong đó:  [s] - hệ số an toàn nằm trong khoảng 1,5 ÷ 2,5  sσ xác định theo công thức: σ−1 sσ = K σ... = 1029,8 𝑁 Vì Fr A > Fr B nên ta tính toán để chọn ổ A ─ Các hệ số Kσ, Kt và V chọn bằng 1 ─ Do không có lực dọc trục nên hệ số X = 1 và Y = 0 ─ Tải trọng quy ước: 𝑄 = (𝑋𝑉𝐹𝑟 𝐴 + 𝑌𝐹𝑎 )𝐾𝜎 𝐾𝑡 = (1.1.1876,4 + 0.0) 1.1 = 1876,4 𝑁 ─ Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay: 60𝐿ℎ 𝑛 60.11680.715 𝐿= = = 501,072 𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔 106 106 ─ Khả năng tải động tính toán: 𝑚 3 𝐶𝑡𝑡 = 𝑄 √𝐿 = 1876,4√501,072 = 14903,6 𝑁... 11479,32 𝑁 Vì Fr B > Fr A nên ta tính toán để chọn ổ B ─ Các hệ số Kσ, Kt và V chọn bằng 1 ─ Do không có lực dọc trục nên hệ số X = 1 và Y = 0 ─ Tải trọng quy ước: 𝑄 = (𝑋𝑉𝐹𝑟 𝐵 + 𝑌𝐹𝑎 )𝐾𝜎 𝐾𝑡 = (1.1.11479,32 + 0.0) 1.1 = 11479,32 𝑁 ─ Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay: 60𝐿ℎ 𝑛 60.11680.227 𝐿= = = 159,08 𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔 106 106 ─ Khả năng tải động tính toán: 𝑚 3 𝐶𝑡𝑡 = 𝑄 √𝐿 = 11479,32√159,08 = 62199,66... 4,13.5611,69.1,2235.1,1 𝜎𝐹1 = = = 141,9 ≤ 216 𝑀𝑃𝑎 0,85𝑏𝑤 𝑚𝑚 0,85.51,41.5,03 (Với bw = meψbm = me z1 ψbd = 6.19.0,451 = 51,41 mm) Do đó độ bền uốn được thỏa Bảng 2.2 Bảng thông số kết quả tính toán bánh răng côn răng thẳng Tính toán thiết Thông số Giá trị kế Thông số Giá trị Chiều dài côn ngoài 154,87 Đường kính vòng chia Re, mm ngoài: Mô đun vòng chia Bánh dẫn de1, mm 114 6 ngoài me, mm Bánh dẫn de2, mm 288 Dạng răng ... 1.1 THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY NGHIỀN Hệ thống dẫn động máy gồm: 1- Động điện; 2- Nối trục đàn hồi; 3- Hộp giảm tốc bánh nghiêng cấp; 4- Bộ truyền bánh côn cấp; 5- Thân máy; 6- Con lăn nghiền. .. ĐỒ (ĐỀ) 1.1 THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY NGHIỀN 1.2 BỘ TRUYỀN VÍT ME – ĐAI ỐC 1.3 MỐI GHÉP REN  LỜI GIẢI CHI TIẾT CHƯƠNG CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN CHƯƠNG THIẾT KẾ CÁC BÁNH... dung thực 1-2 Bài tập lớn số 1- Thiết kế hệ thống truyền động thang máy thùng treo Xác định công suất động tỉ số truyền 3-4 Tính toán truyền xích 5-6 Tính toán truyền bánh hộp giảm tốc Báo cáo