2 hà ngọc thành

Lời nói đầu Thiết kế ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY môn học ngành khí môn học giúp cho sinh viên có nhìn cụ thể , thực tế với kiến thức học , mà sở quan trọng môn chuyên ngành học sau Đề tài giao thiết kế hệ dẫn đông băng tải gồm có hộp giảm tốc hai cấp bánh trụ thẳng truyền đai Do lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy với hiểu biết hạn chế, nên tránh khỏi sai sót kính mong hướng hẫn bảo tận tình thầy VŨ THẾ TRUYỀN thầy môn Cuối em xin chân thành cảm ơn thầy môn , đặc biệt thầy VŨ THẾ TRUYỀN trực tiếp hướng dẫn bảo tận tình để em hoàn thành tốt nhiệm vụ giao Thái nguyên , Ngày 22 tháng 11 năm 2016 Sinh viên Hà Ngọc Thành MỤC LỤC Chương : Tính chọn động phân chia tỷ số truyền : 1.1, Tính chọn động : 1.1.1 Công suất yêu cầu động : Công suất trục động điện xác định theo công thức: = (1) Trong : – công suất cần thiết trục động , kW – công suất tính toán trục công tác , kW – hiệu suất truyền động Do tải trọng thay đổi: == (2) Trong : = = = 4,05 Thay số liệu vào (2 ) ta tính : = = 3,64( KW ) Theo công thức (1 ) ta có : = = Thay số liệu tra bảng 2.3 trị số hiệu suất truyền ổ : + Bộ truyền bánh trụ : = 0,97 + Bộ truyền xích : : = 0,96 + Một cặp ổ lăn : = 0,99 + Khớp nối : = 0,99 Hay : = = 4,41 ( KW ) 1.1.2 Số vòng quay đồng động : Số vòng quay trục máy công tác băng tải : = = = 26,86 ( vòng / phút ) Số vòng quay sơ động : = = Tra bảng 2.4 tỷ số truyền dung cho truyền hệ ta : = = 26,86 15 = 1208,7 (vòng / phút ) Chọn số vòng quay đồng động : = 1500 ( vòng / phút ) Theo bảng P1.3 Phụ lục với: = 4,41 kW = 1500 ( vòng / phút ) dùng kiểu động : Kiểu động Công suất KW Vận tốc quay vòng/ phút Cos 4A112M 5,5 1425 0,85 2,2 1.2 Phân chia tỷ số truyền : 1.2.1 , Tỷ số truyền hệ dẫn động tính theo công thức : = Trong : (3) - số vòng quay động chọn , vòng/ phút - số vòng quay trục máy công tác ,vòng /phút Thay số liệu vào (3) ta : 2,0 = = = 53,03 1.2.2 , Phân phối tỷ số truyền hệ cho truyền : = Trong đó: – tỉ số truyền truyền hộp giảm tốc tỷ số truyền đai ( ) - tỉ số truyền hộp giảm tốc Tra bảng 2.4 tỉ số truyền truyền : = = Do ta tính : = = = = 17,68 Mà ta có : = Trụ cấp nên : = 0,7332 = 4,66 Vậy : = => = = = 3,79 Tính lại giá trị theo hộp giảm tốc : = = =3 Công suất làm việc trục : = = = = 4,05 1.2.3 Công suất trục : = = = 4,26 ( kw ) = = = 4,44 ( kw ) = = = 4,62 ( kw ) 1.2.4 Số vòng quay trục : = = 1425 ( vòng / phút ) = = = 305,79 ( vòng / phút ) = = = 80,68 ( vòng / phút ) = = = 26,89 ( vòng / phút ) 1.2.5 Momen trục : = = = 30962,11( Nmm ) = = =138663,79 ( Nmm ) = = = ( Nmm ) = = = ( Nmm ) Vậy ta có bảng kết sau : Trục Động I II III 5,5 4,44 4,26 4,05 Thông số Công suất P,kw Tỉ số truyền u 4,66 3,79 Số vòng quay n, v/p 1425 305,79 Momen xoắn T, Nmm 30962,11 138663,79 80,68 26,89 Chương : Tính Toán thiết truyền Tính Toán Thiết kế truyền Xích 2.1.1 Chọn loại xích : Để phù hợp với yêu cầu kĩ thuật truyền tính toán vận tốc không lớn nên ta chọn loại xích lăn 2.1.2 Xác định thông số xích truyền xích : 2.1.2.1 Chọn số đĩa xích : Tính số đĩa nhỏ : = 29 – = 29 – 2.3 = 23 ( ) Vậy số đĩa xích lớn : = = 23= 69 ( ) < = 120 Tỉ số truyền thực truyền xích : U= = =3 2.1.2.2 : Xác định bước xích p : Bước xích p xác định từ tiêu độ bền mòn lề Muốn áp suất mặt lề thỏa mãn điều kiện : = [] Trong : – lực vòng A – diện tích mặt tựa lề ( diện tích chiếu ) [ ] – áp suất cho phép Điều kiện dảm bảo chi tiêu độ bền mòn truyền xích cho theo công thức : = P k [ P ] Trong : + , [ P ] công suất tính toán ,công suất cho phép , kW + P – công suất cần truyền P = = 3,99 ( kW ) + k – hệ số sử dụng + – hệ số số + – hệ số số vòng quay +) Xác định hệ số theo : = Với : = 25 số đĩa nhỏ ứng với bước xích tiêu chuẩn xác định thực nghiệm = 19 số đĩa nhọn chọn = = = 1,09 +) Xác định hệ số số vòng quay = Với : = 200 ( vòng / phút ) = = 72 ( vòng / phút ) = = = 2,78 +) Xác định hệ số sử dụng k theo công thức : k= Trong hệ số tra bảng 5.6 : = 1,25 – hệ số xét ảnh hưởng vị trí truyền Đường tâm đĩa xích làm với phương nằm ngang góc 60 ; =1– hệ số xét khoảng cách trục chiều dài xích Chọn a = 40p ; = – hệ số xét đến ảnh hưởng việc điều chỉnh lực căng xích ; = 0,8 – hệ số xét đến ảnh hưởng bôi trơn, môi trường làm việc có bụi ,chất lượng bôi trơn bình thường = – hệ số tải trọng ,xét đến tính chất tải trọng Tải trọng va đập êm = 1,45 – hệ số xét đến chế độ làm việc truyền Làm việc ca Thay hệ số xét đến tra vào công thức ta có : k = = 1,25 0,8 1,45 = 1,45 Như : = P k = 3,99 1,45 1,09 2,78 = 17,53 Theo bảng 5.5 với = 200 ( vòng / phút ) ,chọn truyền xích dãy có bước xích p = 31,75 mm thỏa mãn điều kiện bền mòn : = 17,53( kW ) [ P ] = 19,3 ( kW ) đồng thời theo bảng 5.8 , p < Vận tốc vòng truyền xích : v = = = 0,88 ( m / s ) 2.1.2.3 Khoảng cách trục số mắt xích : Với tỉ số truyền = chọn sơ khoảng cách trục : a = 40.p = 40 31,75 = 1270 ( mm ) Theo công thức 5.12 ta tính số mắt xích x : x= + + = ++ = 127,34 Lấy số mắt xích chẵn = 127 Tính lại khoảng cách trục a theo mắt xích chẵn : =1264,51 Để xích không chịu lực căng lớn , khoảng cách trục a tính cần giảm bớt lượng : = ( 0,002 … 0,004 ) = ( 0,002 … 0,004 ) 1264,51 = (2,53… 5,06 ) mm Giảm lượng = mm Vậy khoảng cách trục xác : a = 1260,51 mm Số lần va đập i lề xích 1giây : i = = = 0,87 ( lần / s ) Theo bảng 5.9 số lần va đập cho phép [ i ] = 25 ( lần / s ) => Đảm bảo điều kiện i [i] 2.1.3 Kiểm nghiệm xích độ bền : Bộ bền xích thường xuyên chịu tải trọng va đập trình làm việc bị tải lớn mở máy Do cần kiểm nghiệm tải theo hệ số an toàn : s= [ s ] (1) Trong : [ s ] hệ số an toàn cho phép , tri số tra bảng 5.10 Q – tải trọng phá hỏng , N , Theo bảng 5.2 ứng với xích lăn dãy có bước xích p = 31,75 mm => Q = 88500 ( N ) – hệ số tải trọng động ; = ( tải trọng va đập êm ) – lực vòng , N , = = = 4534,09 ( N ) – lực căng trọng lượng nhánh xích bị động sinh , N , tính theo công thức : = 9,81 q a + – hệ số phụ thuộc độ võng f xích vị trí truyền với giá trị thường dùng độ võng f = ( 0,01 … 0,02 ) a = ( 0,01 … 0,02 ) 1,26051lấy = + q – khối lượng mắt xích ( theo bảng 5.2 ) ứng với xích lăn dãy có – bước xích : p = 31,75 mm => q = 3,8 kg + a – khoảng cách trục (m ) a = 1260,51 mm = 1,26 m = 9,81 q a = 9,81 3,8 1,26 = 281,82 ( N ) – lực căng lực li tâm sinh , N , tính theo công thức : = q = 3,8 = 2,94 ( N ) Thay giá trị vào công thức ( 1) ta có : s = = = 18,37 [ s ] = 2.1.4 : Đường kính đĩa xích : +) Đường kính vòng chia :: = = = 13318,18 mm ; lấy = 13318 mm = = = 39954 mm ; lấy = 39954 mm +) Đường kính vòng đỉnh : = p [ 0,5 + cotg ) ] = 31,75 [ 0,5 + cotg ) ] =115,50 mm Lấy = 115 mm = p [ 0,5 + cotg ) ] = 31,75 [ 0,5 + cotg ) ] = 348,43 mm Lấy = 348 mm +) Đường kính vòng chân : = – 2r với r = 0,5025 + 0,05 theo bảng 5.2 ta : = 19,05 mm r = 0,5025 + 0,05 = 0,5025 19,05 + 0,05 = 9,622 (mm ) Do : = – 2r = 13318 – 9,622 = 13298,76 ( mm ) Lấy =13298 mm = – 2r = 39954 – 2.9,622 = 39934,76 ( mm ) Lấy = 39934 mm * Kiểm nghiệm độ tiếp xúc đĩa xích : Ứng suất tiếp xúc mặt đĩa xích phải nghiệm điều kiện : = 0,47 [] 10 Kiểm nghiệm 3.2.6.3 Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục : Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo bền mỏi hệ số an toàn tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện Theo công thức (10.19) s= [s] Trong : [ s ] – hệ số an toàn cho phép , thông thường [ s ] = 1,5 … 2,5 – hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp – hệ số an toàn xét riêng ứng suất tiếp Theo công thức ( 10.20 ) , (10.21 ) ta có : = = Trong : + – giới hạn mỏi uốn xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Trục làm thép 45 có : = 600 MPa Do : = 0,436 = 0,436 600 = 261,6 MPa = 0,58 = 0,58 261,6 = 151,73 MPa + , – biên độ ứng suất pháp ứng suất tiếp + , – trị số trung bình ứng suất pháp ứng suất tiếp Do trục quay , theo công thức ( 10 22 ) ta có : =0 ; = = Theo bảng 10.6 ta có : = 41 42 RAy A RAy B C RAx Ft4 X Fr4 Fr4 M3 123 Fx 98,5 61 411476,19 My 186126,17 96388,85 Mx 297323,33 43 ø ø ø ø T = Theo bảng 9.1 với = 50 mm ; tra then có : Kích thước tiết diện then : b = 20 ; h = 12 Chiều sâu trục : = 7,5 Chiều sâu rảnh then lỗ : = 4,9 Tiết diện lắp có rãnh then lên theo bảng 10.6 ta có : 3.2.6.4 Momen cản uốn : = = = 33522,946 3.2.6.5 Momen cản xoắn : = = = 67179,82 = = =16,26 Trục quay chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động đó: = = = = 2,21 + – hệ số kể đến ảnh hưởng trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi Theo bảng 10.7 tra : = 0,05 ; = + – hệ số xác định theo công thức (10.25) ( 10.26 ) = = Theo bảng (10.8) ; (10.9) chọn : = 1,06 ( trục gia công máy tiện với = 2,5 … 0,63 ) = 1,2 – hệ số tăng bền bề mặt trục , bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt ,cơ tính vật liệu : = 1,1 … 1,25 44 – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi Theo bảng (10.10) ta có : =0,76 ; = 0,73 – hệ số tập trung ứng suất uốn, xoắn Theo bảng ( 10.12 ), trục có rãnh then, dùng dao phay ngón ta tra : = 1,76 ; = 1,54 = = 2,31 ; Tra bảng (10.11) : Chọn : = 2,52 ; = = 2,1 = 2,52 ; = 2,03 = 2,03 để tính : = = = 2,15 = = = 1,74 Vậy ta có : = = = 7,48 = = = 39,45 = = =7,3 = 7,3 [ s ] = 1,5 … 2,5 Vậy trục III thỏa mãn điều kiện mỏi 3.2.7 Tính kiểm nghiệm trục độ bền tĩnh : Để đề phòng khả bị biến dạng dẻo lớn phá hỏng tải đột ngột ( chẳng hạn mở máy ) cần tiến hành kiểm nghiệm trục độ bền tĩnh = [ ] Trong : = = [ ] = 0,8 = 0,8 340 = 272 ( MPa ) 45 A, Trục I : = = = 229,12 = = = 25,2 = = = 233,24 MPa [ ] = 272 MPa Trục I thỏa mãn độ bền tĩnh B, Trục II : = = = 314,99 = = = 74,84 = = = 240,61 MPa [ ] =272MPa Trục II thỏa mãn độ bền tĩnh C, Trục III : = = = 599,90 = = = 216,7 = = = 262,26MPa [ ] = 272MPa Trục III thỏa mãn độ bền tĩnh 3.2.8 Tính kiểm nghiệm trục độ cứng : Kích thước trục xác định theo độ bền không đảm bảo đủ độ cứng cần thiết cho làm việc bình thường truyền ổ,cũng độ xác cấu Vì cần tiến hành kiểm nghiệm trục độ cứng 3.2.8.1,Tính độ cứng uốn : Điều kiện đảm bảo độ cứng uốn : f [f] [ ] 46 Trong : [ f ] – độ võng cho phép ; [ ] – góc xoay ( góc nghiêng đường đàn hồi trục cho phép Có thể lấy [ f ] ; [ ] sau : [ f ] = 0,01 m ; [ ] = 0,005 rad Trong trục ta thấy trục II trục chịu tải trọng lớn ,ta thấy mặt cắt bánh nguy hiểm = = bánh có d = 36 ( mm ) = = = 82447,95 (mm ) Thay số vào công thức bảng 10.14 ta : = 0,0058 ( mm) , = 0,023 ( mm ) Vậy f = = 0,024 mm f [ f ] = 0,01 Thỏa mãn điều kiện độ cứng uốn 3.2.8.2 Tính độ cứng xoắn : Trên trục II có đoạn hai bánh chịu xoắn ,tại có rảnh then Góc xoắn tính theo công thức: = [ ] Trong : G – mođun đàn hồi trượt G = 8.1 MPa – momen quán tính độc cực = = = 164895,91 ( ) l – chiều dài đoạn trục tính , l = 120 mm k= với : h = d = 36 mm 47 hệ số = 0,5 ( đoạn trục có rảnh then ) T = 102672,43 ( N.mm ) k = = = 1,8 Vậy góc xoắn : = = = 0,50 = 30’ 0’’ [ ] = 30’ Vậy điều kiện thỏa mãn độ cứng xoắn Chương Tính toán thiết kế Ổ Lăn 4.1 Chọn loại ổ lăn : Dựa vào yêu cầu thiết kế đặc tính loại ổ ( khả tiếp nhận tải trọng hướng tâm , tải trọng dọc trục, khả tải , khả quay nhanh giá thành tương đối ) chọn loại ổ bi đỡ - chặn dãy 4,2 Chọn cấp xác ổ lăn: Chọn cấp xác ổ lăn : ; Độ đảo hướng tâm , : 20 ; Giá thành tương đối : 4.3 Chọn kích thước ổ lăn : Chọn ổ theo khả tải động : Chọn kích thước ổ theo tải trọng tiến hành ổ có vòng quay n 10 vg/ ph Khả tải động tính theo công thức : =Q ( 11.1 ) Trong : Q – tải trọng động quy ước , kN; L – tuổi thọ tính triệu vòng quay ; 48 m – bậc đường cong mỏi thử ổ lăn , m= ( ổ bi ) Gọi tuổi thọ ổ tính : = Tra bảng 11.2 trị số tuổi thọ nên dùng ổ lăn sử dụng thiết bị : = 16000 = = = 1368 triệu vòng – Xác định tải trọng quy ước : Q = ( X.V + Y ) ( 11.3 ) Trong : , – tải trọng hướng tâm tải trọng dọc trục , kN V – hệ số kể đến vòng quay , vòng quay V = – hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ , = nhiệt độ = 105 C – hệ số kể đến đặc tính tải trọng , tra bảng 11.3 trị số = X – hệ số tải trọng hướng tâm; Y – hệ số tải trọng dọc trục ; Trục I : Từ phần tính trục ta có : =0 = 1339,31 ( N ) = 981,86 ( N ) = 431,14 ( N ) = 1159,7 ( N ) Tổng phần lực tác dụng vào ổ : 49 = = = 1660,66 ( N ) = = = 1237,24 ( N ) So sánh : > suy Căn vào để tính chọn ổ Đối với ổ bi chặn – đỡ : Khi = 90 ; = ; Y = Khi = ; =0;X=1 Dựa vào đường kính ngõng trục d = 28 mm ta chọn sơ ổ lăn theo bảng P2.12 : Kí hiệu ổ 36206 d ,mm D, mm b=T,mm r , mm , mm C , kN , kN 28 62 16 0,5 18,2 13,3 1,5 Theo công thức (11.3 ) với = , tải trọng quy ước : Q = X V = 1 1660,66 = 1660,66 ( N ) Theo công thức ( 11.1 ) khả tải động : = Q =1660,66 = 17,4 KN < C = 18,2 KN Vậy ổ chọn thỏa mãn khả tải động Trục II : Từ phần tính trục ta có : =0 = 2447,42( N ) = 1206,31( N ) = 3168,29( N ) = 4961,8( N ) Tổng phần lực tác dụng vào ổ : = = = 2728,56 ( N ) 50 = = = 5887,06 ( N ) So sánh : > suy Căn vào để tính chọn ổ Đối với ổ bi chặn – đỡ : Khi = 90 ; = ; Y = Khi = ; =0;X=1 Dựa vào đường kính ngõng trục d = 30 mm ta chọn sơ ổ lăn theo bảng P2.12 : Kí hiệu ổ 36207 d ,mm D, mm b=T,mm r , mm , mm C , kN , kN 30 72 17 1,0 24,0 18,1 2,0 Theo công thức (11.3 ) với = , tải trọng quy ước : Q = X V = 1 5887,06 = 5887,06 ( N ) Theo công thức ( 11.1 ) khả tải động : = Q =5887,06 = 21,35 KN < C = 24,0 KN Vậy ổ chọn thỏa mãn khả tải động Trục III : Từ phần tính trục ta có : =0 = 3239,97( N ) = 6445,55( N ) = 2242,84 ( N ) = 6051,11 N ) Tổng phần lực tác dụng vào ổ : = = = 7214,05 ( N ) = = = 6453,39 ( N ) 51 So sánh : > suy Căn vào để tính chọn ổ Đối với ổ bi chặn – đỡ : Khi = 90 ; = ; Y = Khi = ; =0;X=1 Dựa vào đường kính ngõng trục d = 50 mm ta chọn sơ ổ lăn theo bảng P2.12 : Kí hiệu ổ 36214 d ,mm D, mm b=T,mm r , mm , mm C , kN , kN 50 125 24 1,2 63,0 55,9 2,5 Theo công thức (11.3 ) với = , tải trọng quy ước : Q = X V = 1 7214,05 = 7214,05 ( N ) Theo công thức ( 11.1 ) khả tải động : = Q =7214,05 = 22,15 KN < C = 24,0 KN Vậy ổ chọn thỏa mãn khả tải động 4.4 Chọn ổ theo khả tải tĩnh : Đối với ổ lăn không quay làm việc với số vòng quay n < vg/ph ,tiến hành chọn ổ theo khả tải tĩnh nhầm đề phòng biến dạng hư ,theo điều kiện : Trong : – khả tải tĩnh , cho bảng tiêu chuẩn ổ lăn; – tải trọng tĩnh quy ước , kN xác định Đối với ổ bi chặn – đỡ tính theo ( 11.19 ) : = + Trong : ; - hệ số tải trọng hướng tâm hệ số tải trọng dọc trục tra bảng 11.6 ta = 0,6 52 Trục I : Theo ( 11.19 ) với = = = 0,6 1237,24 = 742,344 ( N ) Như < = 1660,66 ( N) = 1660,66 N Vậy = 1,66066 KN < = 13,3 KN khả tải tĩnh ổ đảm bảo Trục II : Theo ( 11.19 ) với = = = 0,6 5887,06 = 2534,23 ( N ) Như < = 7214,05 ( N) = 7214,05 N Vậy = 7,21405 KN < = 18,1 KN khả tải tĩnh ổ đảm bảo Trục III : Theo ( 11.19 ) với = = = 0,6 6453,39 = 3532,23 ( N ) Như < = 1660,66 ( N) = 1660,66 N Vậy = 1,66066 KN < = 13,3 KN khả tải tĩnh ổ đảm bảo KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ 53 KẾT LUẬN Sau trình học tập nghiên cứu em biết cách chọn động cơ, tính toán truyền đai, thiết kế truyền gồm thông số bánh thẳng , tính toán thiết kế trục ổ lăn Xong trình tính toán nhiều chỗ chưa hợp lý, sai số lớn KIẾN NGHỊ Với hạn chế kính mong thầy xem xét đóng góp ý kiến để em hoàn thiện đồ án 54 Tài liệu tham khảo [1] Trịnh Chất , Lê Văn Uyển – tính toán thiết kế hệ dẫn động khí , tập 1,2 Nxb Giáo dục Hà Nội , 2001 [2] Nguyễn Trọng Hiệp – chi tiết máy , tập 1,2 Nxb Giáo dục Hà Nội , 1994 [3] Ninh Đức Tôn – Dung sai lắp ghép Nxb Giáo dục Hà Nội , 2004 55 [...]... =391, 92 = 581,31MPa < [ = 126 0 MPa Theo (6.49) : = =81,43 2, 2 = 179,15 MPa < [ = 464 MPa = =73 ,29 2, 2 = 161 ,24 MPa < [ = 360 MPa Vậy bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải + Đường kính vòng chia : = = 41,78 mm = = u = 41,78.5 = 20 8,90 mm + Đường kính đỉnh răng : = + 2 ( 1 + - ) m = 41,78 + 2 ( 1 + 0 ) 2 = 45,78mm = + 2 ( 1 + - ) m = 20 8,90 + 2 ( 1 + 0 ) 2 = 21 2,90mm + Đường kính đáy răng : = – ( 2, 5... ) = 122 ,57mm Lấy = 123 mm Đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ : = + - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng ,theo bảng 6.5 ta chọn : = 77 MP = 77 = 41,78 mm 2. 2.4 Xác định các thông số ăn khớp : 2. 2.4.1 Xác định môđun : m = ( 0,01 0, 02 ) m = ( 0,01 0, 02 ) = ( 0,01 0, 02 ) 123 = ( 1 ,23 2, 46 ) Để thống nhất trong thiết kế và dựa vào bảng 6.8 ta chọn môđun tiêu chuẩn là m = 2 2 .2. 4 .2 Xác... 1 ,2 … 1,5 ) d Với bánh răng 1 và động cơ ta có : = ( 1 ,2 … 1,5 ) = ( 1 ,2 … 1,5 ) 32 = ( 38,40 …48) mm Lấy = 40 mm = ( 1 ,2 … 1,5 ) = ( 1 ,2 … 1,5 ) 35 = ( 42 52, 50 ) mm Lấy = 45 mm = ( 1 ,2 … 1,5 ) = ( 1 ,2 … 1,5 ) 35 = ( 42 … 52, 50 ) mm Lấy = 45 mm = ( 1 ,2 … 1,5 ) = ( 1 ,2 … 1,5 ) 50 = ( 60 … 75 ) mm Lấy = 70 mm 24 Chiều dài may ơ nữa khớp nối trục vòng đàn hồi : = ( 1,4 … 2, 5 ) = ( 1,4 … 2, 5... vượt quá 1 ,25 [] [ ] = = = 527 ,39 1 ,25 [] Kiểm tra sơ bộ ứng suất : 1 ,25 [] = 1 ,25 518,18 = 647, 73 MPa 527 ,39 => Thỏa mãn yêu cầu Theo : 15 = 60c = = = Vì = = 4 do đó: = 1 và = 1 Như vậy theo (2 ) ,với bộ truyền quay 1 chiều =1 , sơ bộ xác định được : [] = [ ] = = 26 7,43 MPa [ ] = = 25 7,14 MPa Ứng suất quá tải cho phép : [ = 2, 8 = 2, 8 580 = 1 624 MPa [ = 2, 8 = 2, 8 450 = 126 0 MPa [ = 2, 8 = 0,8... pháp và ứng suất tiếp Do trục quay , theo công thức ( 10 22 ) ta có : =0 ; = = Theo bảng 10.6 ta có : = = Theo bảng 9.1 với = 30 mm ; tra được then có : 35 Fa2 Ft2 Fr2 RBy RBy RAx RAx Fa3 Fr3 Ft3 63 60 RBy M2 Ma2 61 RBy M3 Fr3 Ft2 Fr2 Ft3 Ma3 RAx 21 60 52, 90 71775,44 318 929 ,23 My 174447,87 84073,5 Mx 174447,87 139340,08 36 ø 2 8 ø 3 0 ø 3 0 ø 2 8 T ... 2 ( 1 + 0 ) 2 = 21 2,90mm + Đường kính đáy răng : = – ( 2, 5 – 2 ) m = 41,78– 2, 5 2 = 36,78 mm = – ( 2, 5 – 2 ) m = 20 8,90 – 2, 5 2 = 20 3,90 m Các thông số và kích thước của bộ truyền : Khoảng cách trục Môđun pháp Chiều rộng vành răng Tỉ số truyền Số răng bánh răng Hệ số dịch chỉnh = 123 mm m = 2 mm = 37,80 mm =5 = 21 , = 105 =0, =0 22 Góc nghiêng của răng Chương 3 : =0 Tính Toán Thiết Kế Trục 3.1... tại tiết diện C : = = 23 ,86 ( mm ) = = 24 ,95 ( mm ) Với vật liệu thép 45 có = 600 MPa , đường kính sơ bộ trục là = 22 mm Ta có : = = = = = 5 020 6, 62 ( N.mm ) = 23 ,75 ( mm ) Xuất phát từ yêu cầu và công nghệ , lắp ghép và độ bền ,kết hợp lắp có độ dôi để lắp các chi tiết quay trên trục ( tra bảng 9.1 và 9 .2 ) ta chọn đường kính đoạn trục I: = 22 mm ; = = 24 mm ; = 25 mm Kiểm nghiệm 3 .2. 4.4 Kiểm nghiệm về... ) + 15 = 123 ( mm ) = + + 3 + 2 + = 45 + 45 + 3 15 + 2 15 + 19 = 184 (mm) 3 .2. 4 Thiết kế Trục I : 25 3 .2. 4.1 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục : = 1430,84 ( N ) , = 1455, 02 ( N ) ; =0 ; =0 = 0 ,2 = 0 ,2 1455, 02 = 29 1 ( N ) Theo phương x : = = = 184 – 63 = 0 = 431,14 ( N ) Theo phương y : = – 184 + 63 + 68 – = 0 = = = 1159,7 N = + + – =0 = – – + = –1159,7 – 29 1 + 1455, 02 = 1339,31(... ( 1) ( 2) Trong đó : , lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở , – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn Tra bảng 6 .2 với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 … 350 = 2HB + 70 = 1,1 = 1,8 HB = 1,75 Chọn độ rắn của bánh nhỏ : = 26 0 , độ rắn của bánh lớn : = 25 0 = 2 + 70 = 2 26 0 +70 = 590 MPa = 2 + 70 = 2 25 0 +70 = 570 MPa = 1,8 = 1,8 26 0 = 468... (10.11) : = 2, 06 ; = 1,64 Chọn : = 2, 06 ; = 1,9 để tính : = = = 1,716 31 = = = 1,633 Vậy ta có : = = = 7,55 = = = 38 ,23 = = = 7,4 = 7,4 [ s ] = 1,5 … 2, 5 Vậy trục I thỏa mãn điều kiện mỏi 3 .2. 5 Thiết kế trục II : = 1430,84 ( N ) , = 1455, 02( N ) ; == 0 , ==0 = = = 420 2,71 ( N ) = = 420 2,71 = 929 1,08 ( N ) Xét các phản lực các gối ( Giải thiết như hình vẽ ) : Phản lực theo phương x : = – 184 + 123 + ... – 2r với r = 0,5 025 + 0,05 theo bảng 5 .2 ta : = 19,05 mm r = 0,5 025 + 0,05 = 0,5 025 19,05 + 0,05 = 9, 622 (mm ) Do : = – 2r = 13318 – 9, 622 = 1 329 8,76 ( mm ) Lấy =1 329 8 mm = – 2r = 39954 – 2. 9, 622 ... ] = = 26 7,43 MPa [ ] = = 25 7,14 MPa Ứng suất tải cho phép : [ = 2, 8 = 2, 8 580 = 1 624 MPa [ = 2, 8 = 2, 8 450 = 126 0 MPa [ = 2, 8 = 0,8 580 = 464 MPa [ = 2, 8 = 0,8 450 = 360 MPa 2. 2.3 Xác... tải : 21 = Trong : momen xoắn tải , T monen danh nghĩa Theo 6.48 với = = 2, 2 = =391, 92 = 581,31MPa < [ = 126 0 MPa Theo (6.49) : = =81,43 2, 2 = 179,15 MPa < [ = 464 MPa = =73 ,29 2, 2 = 161 ,24 MPa