Tài liệu Đồ án chi tiết máy Hệ thống dẫn động băng tải SV Phạm Ngọc Vũ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG LỜI NÓI ĐẦU  Hệ thống dẫn động băng tải được sử dụng khá rộng rãi với nhiều ứng dụng trong công nghiệp, nông nghiệp, xây dựng và sinh hoạt hằng ngày. Môn học Đồ án Thiết Kế Hệ Truyền Động Cơ Khí là cơ hội cho em tiếp xúc, tìm hiểu và đi vào thiết kế một hệ thống dẫn động thực tiễn, cũng là cơ hội giúp em cũng cố lại những kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí,... và học thêm được rất nhiều về phương pháp làm việc khi thực hiện công việc thiết kế, đồng thời cũng từng bước sử dụng những kiến thức đã học vào thực tế. Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện em có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí. Tập thuyết minh này chỉ dừng lại ở giai đoạn thiết kế, chưa thực sự tối ưu trong việc tính toán các chi tiết máy, chưa mang tính kinh tế và công nghệ cao vì giới hạn về kiến thức của người thực hiện. Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong Bộ môn Cơ Kỹ Thuật đã cho em cơ hội được học môn học này. Xin chân thành cảm ơn các bạn trong nhóm đã cùng thảo luận và trao đổi những thông tin hết sức quý giá. Em xin chân thành cảm ơn thầy giáo Diệp Lâm Kha Tùng đã tận tình hướng dẫn, giúp đỡ em hoàn thành công việc thiết kế này. Sinh viên PHẠM NGỌC VŨ 1 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG MỤC LỤC ******** Phần 1 - Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 3 1.1. Chọn động cơ 3 1.2. Phân phối tỷ số truyền 5 1.3 Các thông số và lực tác dụng trên các trục 6 Phần2 - Tính toán thiết kế các bộ truyền 8 2.1 Thiết kế bộ truyền động xích 8 2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng 11 Phần 3 - Tính toán thiết kế trục và then 29 3.1 Chọn vật liệu 29 3.2 Xác định sơ bộ đường kính trục 29 3.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 30 3.4 Xác định đường kính các đoạn trục 33 3.5 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục 44 3.6 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của then 47 Phần 4 - Tính toán chọn ổ và nối trục đàn hồi 49 4.1 Tính toán chọn ổ 49 4.2 Nối trục đàn hồi 55 Phần 5 - Chọn thân máy, bulông và các chi tiết phụ khác 57 5.1 Vỏ hộp 57 5.2 Một số chi tiết phụ khác 60 Phần 6- Chọn dung sai lắp ghép 64 2 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG Phần 1 :CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ : Xác định công suất cần có của động cơ. Công suất trên trục động cơ được xác định theo công thức 2.8 [1] P P  tđ ct  Pct : Công suất cần có trên trục động cơ. P : Công suất tính toán trên trục máy công tác. tđ  : Hiệu suất truyền động. 2 . . 4 . Theo công thức (2.9) ta có:   br x ol kn Trong đó theo bảng 2.3 trang 19 [1]   0,96 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ,răng nghiêng br   0,92 x : Hiệu suất truyền động của bộ truyền xích(để hở).   0,99 : Hiệu suất một cặp ổ lăn.  1 ol kn : Hiệu suất khớp nối đàn hồi     2 . . 4 .  0,962.0,92.0,994.1  0,814 br x ol kn Do tải trọng thay đổi nên theo công thức 2.14 trang 20 [1] ta có: - Công suất tương đương 𝑃12 . 𝑡1 + 𝑃22 . 𝑡2 𝑃12 . 0,7. 𝑡𝑐𝑘 + 𝑃22 . 0,3. 𝑡𝑐𝑘 𝑃𝑡đ = √ =√ 𝑡1+ 𝑡2 𝑡𝑐𝑘 3 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 𝑃𝑡đ = √7.92 . 0.7 + (7.9.0,8)2 . 0,3 = 7,46( kW) - Công suất cần thiết của động cơ Pct = Ptđ  = 7,46 0,814 = 9,16 (kW) - Tỉ số truyền toàn bộ u của hệ dẫn động : u  ubr .ux .ukn Theo bảng 2.4 trang 21 [1] 8  u  40 chọn u  8 : tỉ số truyền trong hệ bánh răng trụ 2 br br cấp. 2u 5 x chọn u  3 : tỉ số truyền của xích. x  u  u .u .u  8.3.1  24 br x kn  n  n .u  55.24  1320  v p  sb ct ndb  nsb Động cơ được chọn thỏa mãn đồng thời 2 điền kiện:   Pdc  Pct Theo bảng (1.2 trang 235) [1] ta chọn: Động cơ Dk.62-4 có: Kiểu động Công Vận tốc cơ suất vòng (kw) cos quay Tk Tdn Tmax Tdn 1,3 2,3 (vg/ph) Dk.62-4 10 1460 0,88 4 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 1.2 Phân phối tỷ số truyền : n dc  1460  26,54  v p  u  - Tỷ số truyền động chung thực: t n 55 ct Trong đó: 𝑛đ𝑐 : số vòng quay của trục động cơ 𝑛𝑐𝑡 : số vòng quay của trục công tác Ta có: ut  ux .ubr .ukn  ux .ubrnubrc .ukn Trong đó: u : tỉ số truyền của bộ truyền xích. x : tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh. u brn u : tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiên cấp chậm. brc u kn : tỉ số truyền khớp nối. - Chọn u  3 => x u .u  brn brc 26,54  8,85 3 - Tiếp tục chọn tỉ số truyền qua bộ truyền bánh răng cấp nhanh (ubn) và cấp chậm (ubc) với công thức 3.11 trang 43 [1] : ubrn .ubrc  8,85  ubrn  1,3.ubrc 5 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG => ubrn =3,39 và ubrc = 2,61 1.3 Xác định các thông số và lực tác dụng : * Tốc độ quay trên các trục - Trục động cơ : ndc  1460(v / p) - Trục 1 : n1  ndc  1460(v / p) - Trục 2 n 1  1460  430,68  v p  : n2  . u 3,39 brn - Trục 3 n 2  430,68  165  v p  n  : 3 . u 2,61 brc - Trục 4 n 3  165  55  v p  n  : 4 u 3 x * Cộng suất danh nghĩa trên các trục - Trục động cơ: Pdc  Pct  9,16  kW  . - Trục 1: P  P . .  9,16.1.0,99  9,07  kW  1 ct kn ol - Trục 2: P  P . .  9,07.0,96.0,99  8,62  kW  2 1 brn ol - Trục 3: P  P . .  8, 62.0,96.0,99  8, 2  kW  3 2 brc ol - Trục 4: P  P . .  8, 2.0,92.0,99  7, 46(kW ) 4 3 x ol 6 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG * Momen xoắn trên các trục: - Trục động cơ: 9,55.106.P 9,55.106.9,16 dc T    59916, 44 Nmm  dc n 1460 dc - Trục 1: 9,55.10 6. P 9,55.10 6.9,07 1 T   59327,74  N. mm  1 n 1460 1 - Trục 2: 9,55.106.P 9,55.106.8,62 2 T   191141,91 Nmm  2 n 430,68 2 - Trục 3: 9,55.106.P 9,55.106.8, 2 3 T   474606, 06 Nmm  3 n 165 3 - Trục 4: P .9,55.106 9,55.106.7, 46 T  4   1295327, 27  N .mm  4 n 55 4 Trục Động cơ 1 2 3 4 Thông số U 𝑢𝑘𝑛 = 1 𝑢𝑏𝑟𝑛 = 3,39 𝑢𝑏𝑟𝑐 = 2,61 𝑢𝑥 = 3 n(vg/ph) 1460 1460 430,68 165 55 P(kW) 9,16 9,07 8,62 8,2 7,46 T(N.mm) 59916,44 59327,74 191141,91 474606,06 1295327,27 7 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG Phần 2 :TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 2.1: Tính Toán Thiết Kế Bộ Truyền Xích Bộ truyền xích từ đầu ra của hộp giảm tốc tới băng tải có các số liệu : Px  P3  8,2 Kw ; số vòng quay của trục dẫn : trục bị dẫn : n4  55 vg/ph ; u  n3  165 vg/ph ; vòng quay của n3 3 ; n4 Chế độ làm việc : Quay 1 chiều,làm việc 2 ca,va đập nhẹ,thời gian làm việc 5 năm (1 năm 300 ngày, làm việc 2ca, 1 ca làm việc 8 giờ). 1.Chọn loại xích : Xích con lăn (độ bền mòn cao hơn xích ống,chế tạo ít phức tạp) 2.Xác định các thông số của bộ truyền xích: - Theo bảng 5.4 với u=3 chọn số răng đĩa nhỏ z1  25 ,do đó số răng đĩa lớn z2  u.z1  3.25  75 chọn z2  75 < zmax =120 -Theo công thức (5.3),công suất tính toán Pt  Pkkz kn   P Trong đó: Pt là công suất tính toán P là công suất cần truyền  P là công suất cho phép kz  25 25   1 là hệ số răng z1 25 kn  n01 200   1, 21 hệ số vòng quay n3 165 Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 : k  k0 .ka .kdc .kd .kc .kbt  1.1.1.1,2.1,25.1,3  1,95 với k0  1 (đường nối tâm các đĩa xích với phương nằm ngang một góc < 60o ); 8 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG ka  1 (chọn a =40p); kdc  1 (điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích) kd  1,2 (tải trọng va đập nhẹ) kc  1,25 (làm việc 2 ca) kbt  1,3 (môi trường có bụi,chất lượng bôi trơn II –bảng 5.7) Như vậy : Pt  8,2.1,95.1.1,21  19,35 kW Theo bảng 5.5 với n01  200 vg/ph chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p=38,1 mm thỏa mãn điều kiện bền mòn: Pt   P  34,8 Kw ; đồng thời theo bảng 5.8 , p  pmax -Khoảng cách trục a = 40p = 40.38,1 = 1524 mm; Theo công thức (5.12) số mắt xích : x  2a / p  ( z1  z2 ) / 2  ( z2  z1 )2 p / (4 2a) =2.40 + (25 + 75)/2 + (75 – 25) 2 .38,1/(4  2 .1524) = 131,6 Lấy số mắt xích chẵn x  132 ,tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) : a = 0,25p{ x  0,5( z2  z1 )  [x  0,5( z2  z1 )]2  2[( z2  z1 ) /  ]2 } =0,25.38,1{132-0,5(75+25)+ [132  0.5(75  25)]2  2[(75  25) /  ]2 } =1532 mm Để xích không chịu lực căng quá lớn,giảm a một lượng bằng : a  0, 003.a 5mm ,do đó a = 1527 mm -Số lần va đập của xích : Theo (5.14) i  z1n3 / (15x)  25.165/(15.132)=2 < [i] = 20 (bảng 5.9) 3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền : Theo (5.15) : s  Q / (kd Ft  Fo  Fv ) -Theo bảng 5.2 ,tải trọng phá hỏng Q = 127000 N khối lượng 1 mét xích q = 5,5kg 9 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG - kd  1,7 (tải trọng mở máy bằng 2 lần tải trọng danh nghĩa) -v = Z1tn3  25.38,1.165  2, 62 m/s 60000 Ft  60000 1000P 1000.8,2   3129,8 N v 2,62 Fv  q.v2  5,5.2,622  37,75 N F0  9,81k f qa  9,81.6.5,5.1,527  494,33 N trong đó : a =1,527 m khoảng cách trục k f  6 bộ truyền nằm ngang Do đó : s = 127000/(1,7.3129,8 + 494,33 + 37,75) = 21,7 Theo bảng 5.10 với n =200vg/ph , [s]=8,5 . Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. 4.Đường kính đĩa xích : Theo công thức (5.17) và bảng 13.4 : d1  p 38,1   304 mm sin( / z1 ) sin( / 25) d2  p 38,1   910 mm sin( / z2 ) sin( / 75)         da1  p 0,5  cot g    38,1 0,5  cot g    320,64 mm  25    z1           da 2  p 0,5  cot g    38,1 0,5  cot g    928,1 mm  75    z2    d f 1  d1  2r  304  2.11,22  281,56 mm ; d f 2  887,56 mm Với r  0,5025d1  0,05  0,5025.22,23  0,05  11,22 mm (theo bảng 5.2) Các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4 -Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của xích theo công thức (5.18)  H 1  0, 47 kr ( Ft K d  Fvd ) E / ( Akd ) 10 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG  0, 47 0, 42(3129,8.1  11,86)2,1.105 / 395  393,65MPa 5 Trong đó với z1  25 , kr  0,42 ; E  2,1.10 MPa ; A = 395 mm 2 (bảng 5.12) kd  1 (xích một dãy) ,lực va đập trên 1 dãy xích theo (5.19) Fvd  13.107.n1 p3m  13.107.165.38,13.1  11,86 N Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB170 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép  H   500MPa ,đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. Tương tự  H 2   H  (cùng vật liệu và nhiệt luyện) 5.Xác định các lực tác dụng lên trục : Theo (5.20) Fr  kx Ft  1,15.3129,8  3599,3N trong đó kx  1,15 bộ truyền nằm ngang. 2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng 1. Chọn vật liệu hai cấp bánh răng như sau: Vì bộ truyền được bôi trơn tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng nên ta tính theo ứng suất tiếp xúc. Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau: Theo bảng 6.1 trang 92 [1] chọn: - Bánh răng nhỏ: Thép thường hóa C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σb1=850 (Mpa) σch1=580 (Mpa). - Bánh răng lớn: Thép thường hóa C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có σb2=750(Mpa) 11 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG σch2=450(Mpa). 2. Xác định ứng suất cho phép: Theo bảng 6.2 trang 94 [1] với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350.  0  2HB  70(MPa); SH  1,1 H lim  0  1,8HB(MPa); SF  1,75 F lim Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=250; độ rắn bánh lớn HB2=225, khi đó ta có: 0  2HB1  70  2.250  70  570(MPa) 0  1,8HB1  1,8.250  450(MPa) 0  2HB2  70  2.225  70  520(MPa) H lim1 F lim1 H lim2  Fo lim2  1,8HB2  1,8.225  405( MPa) Theo công thức 6.5 trang 93 [1] ( số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc ) 2,4 N Ho  30 H HB 2,4 NHo1  30H HB  30.2502,4  1,706.107 1 2,4 2,4 N Ho 2  30 H HB  1,325.107 2  30.225 Theo công thức 6.7 trang 93 [1] ( NHE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương): N HE  60cTi / Tmax  niti 3 N HE1  60.1.1460.24000 13.0,7  0,83.0.3 179,46.107 N HE 2  60.1.430,68.24000 13.0,7  0,83.0,3 52,94.107 Trong đó: Bộ truyền làm việc 5 năm mỗi năm làm việc 300 ngày, 1 ngày làm việc 2 ca, 1 ca làm việc 8 giờ ta có t= 5.300.8.2 = 24000 (giờ). Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1. 12 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG Vì: NHE1>NHo1 nên KHL1=1 NHE2>NHo2 nên KHL2=1 Như vậy theo công thức 6.1a trang 93 [1], sơ bộ ta tính được: (SH tra bảng 6.2)  H    H0 lim KHL / SH   H 1   H0 lim1KHL1 / SH  570.1/ 1,1  518,18MPa  H 2   H0 lim2 KHL2 / SH  520.1/1,1  472,72MPa Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng, do đó theo công thức 6.12 trang 95 [1]:  H    H 1   H 2  / 2  518,18  472,72 / 2  495,45MPa  1,25 H 2 Theo công thức 6.8trang 93[1] ta có: N FE  60cTi / Tmax  F niti  mF  6khiHB  350  m N FE  60cTi / Tmax  niti 6 N FE1  60.1.1460.24000 16.0,7  0,86.0,3  163,7.107 N FE 2  60.1.430,68.24000 16.0,7  0,86.0,3  48,28.107 Vì : NFE1 > NFo = 4.106 nên KFL1=1 NFE2 > NFo = 4.106 nên KFL2=1. Do đó theo (6.2a) trang 93 [1] với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1, ta được:  F    F0 lim KFL KFC / SF   F 1   F0 lim1KFL1KFC / SF  450.1.1/ 1,75  257,14MPa  F 2   F0 lim2 KFL2 KFC / SF  405.1.1/ 1,75  231,43MPa Ứng suất quá tải cho phép: Theo công thức 6.13 trang 95[1] và công thức 6.14 trang 96[1] ta có: 13 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG  H 1max  2,8 ch1  2,8.580  1624MPa  H 2max  2,8 ch2  2,8.450  1260MPa  F 1max  0,8 ch1  0,8.580  464MPa  F 2max  0,8 ch2  0,8.450  360MPa 3. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng khai triển cấp nhanh: a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo công thức 6.15a trang 96 [1]: aw1  K a  u1  1 3 T1K H   H 2 u1 ba Trong đó: với răng nghiêng ka = 43 bảng 6.5 trang 96 [1] Theo bảng 6.6 trang 97 [1], chọn ψba = 0,3 (không đối xứng) Theo công thức 6.16 trang 97 [1], ta có:  bd  0,53 ba  u1  1  0,53.0,3. 3,39  1  0,698 => Theo bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1], chọn KHβ = 1,14 (sơ đồ 3). T1 = 59327,74 (Nmm).  aw1  43. 3,39  1 3 59327,74.1,14  122,14mm. 495,452.3,39.0,3 Lấy aw1  130mm b. Xác định các thông số ăn khớp: Theo công thức 6.17 trang 97[1]: m=(0,01÷0,02).aw1=(0,01÷0,02).120=(1,2÷2,4)mm. Theo bảng 6.8 trang 99[1], chọn môđun pháp m = 2 mm Chọn sơ bộ β=100, do đó cosβ=0,9848 14 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG Theo 6.31 trang 103 [1], ta có: - Số răng bánh nhỏ: z1  2aw1cos / m  ubnn  1  2.130.0,9848 / 2. 3,39  1  29,16 Chọn z1=29 Số răng bánh lớn: z2  ubnn z1  3,39.29  98,31 Chọn z2=98 Do đó tỉ số truyền thực sẽ là: ua=z2/z1=98/29=3,38 cos  m  z1  z2  2. 29  98   0,977 2aw1 2.130    12,310  12018' (thỏa điều kiện 80 ≤ β ≤ 200) c.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Theo 6.33 trang 105[1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:  H  Z M Z H Z 2T1K H  ubnn  1 bw1u1d w12 Trong đó: - Theo bảng 6.5 trang 96 [1], ZM=274(MPa)1/3 – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. - Theo công thức 6.34 trang 105[1], hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc:h Z H  2cosb / sin  2tw  Trong đó : Theo bảng 6.11 trang 104 [1] ta có: 15 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG t  tw  arctg  tg / cos   arctg (tg (20) / cos(12,31))  20,43  20025' α = 200 là góc nghiêng profin gốc, theo TCVN1065 -71 theo bảng 6.11 trang 104 [1] Theo công thức 6.35 trang 105[1], tgβb=cosαttgβ1  tg b  cos(20,43).tg(12,31)=0,204  b  11,550  11033'  ZH  2.cos(11,55)  1,73 sin(2.20,43) Theo công thức 6.37 trang 105 [1] ta có :    bw1 sin  /  m  Trong đó: Theo trang 108 [1] bw1 – chiều rộng vành răng. bw1   ba aw1  0,3.130  39(mm).     48.sin 12,31 /  .2  1,63 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Zε Vì εβ>1 nên theo công thức 6.36c trang 105 [1] ta có : Z  1  Theo công thức 6.38btrang 105 [1]   1 1   1   1   cos  1,88  3,2    cos 12,31  1,697  29 98    z1 z2    1,88  3,2   Z  1  0,767 1,697 - Đường kính vòng lăn : 16 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY d w1  GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 2aw1 2.130   59,22(mm). dw2 = dw1.u  59,22.3,39  200,75 (mm ) ubrn  1 3,39  1 - Theo công thức 6.39 trang 106 [1], ta có: K H  K H  K H K Hv - K H  : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, theo bảng 6.7 trang 98 [1]  bd = 0,698 ứng với và sơ đồ 3 ta chọn 𝑲𝑯𝜷 = 𝟏, 𝟎𝟗 -Theo công thức 6.40 trang106 [1], ta có: v   d w1n1 / 60000   .59,22.1460 60000  4,527  m / s  Với v = 4,527(m/s) theo bảng 6.13 trang106 [1] dùng cấp chính xác 8. - KH : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, trị số của 𝐾𝐻𝛼 đối với bánh răng nghiêng theo bảng 6.14 trang 107 [1] với cấp chính xác 8 ta chọn KHα = 1,082 - Theo công thức 6.41trang 107 [1], ta có: K Hv  1  H bw1d w1 2T1K H  K H - Theo công thức 6.42 trang 107 [1], ta có: H   H g0v aw1 / ubnn trong đó: δH=0,002 theo bảng 6.15 trang 107 [1], theo bảng 6.16 trang 107 [1] g0=56.  H  0,002.56.4,527 130 / 3,39  3,14 17 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG Do đó : K HV  1  3,14.39.59,22  1,05 2.59327,74.1,09.1,082 Vậy ta có:  K H  1,09.1,082.1,05  1,24 Thay các giá trị vào 6.33 trang 105 [1] ta có:  H  274.1,73.0,767 2.59327,74.1,24. 3,39  1  429,11(MPa). 39.3,39.59,222 - Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo trang 91 [1] với v= 4,527 (m/s), Zv=1. Với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra=2,5...1,25μm. => ZR=0,95. Với da =dw1 + 2m = 59,22 + 2.2 = 63,22 < 700 (mm), KXH=1 Theo công thức 6.1 trang 91 và 6.1a trang 93 [1]   H    H  Zv Z R K XH  495,45.1.0,95.1  470,67  Mpa  Như vậy σH <[ σH ] đủ điều kiện bền. b. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. - Theo công thức 6.43 trang 108 [1], ta có:  F1  2T1K FY YBYF 1 /  bw1d w1m  Trong đó: Theo trang 108 [1] ta có : - Hệ số kể đến sự trùng khớp: Y  1   1  0,59 1,697 18 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y  1   140 1 12,31  0,912 140 Với β= 12,31 YF1, YF2 : là hệ số hình dạng của bánh răng 1,2. Số răng tương đương: Zv1  Z1 29   31 3 3 cos  cos (12,31) Zv 2  Z2 98   105 3 3 cos  cos (12,31) Theo bảng 6.18 trang 109 [1] ta được: YF1=3,39 , YF2=3,6 - Hệ số tải trọng khi tính về uốn theo công thức 6.45 trang 109 [1] K F  K F K F  K FV - Theo bảng 6.14 trang 107 [1] với v≤ 5 (m/s) và cấp chính xác 8, ta chọn:KFα=1,26. Trong đó: KFβ=1,2 (bảng 6.7 trang 98 [1] sơ đồ 3) - Theo công thức 6.46 trang 109 [1], ta có: K FV  1  F bw1d w1 2T1K F  K F với:  F   F g 0v aw1 130  0,006.56.4,527.  9,42 ua 3,39 Với δF=0,006 tra bảng 6.15 trang 107 [1] 19 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG g0= 56 tra bảng 6.16 trang 107 [1]  K Fv  1  9,42.39.59,22  1,12 2.59327,74.1,2.1,26 Do đó: K F  1,26.1,2.1,12  1,69 Thay các giá trị vào công thức 6.43 trang 108 [1] ta có:  F1  2T1K FY YBYF 1 bw1d w1m   F1   F 2   F1 2.59327,74.1,69.0,59.0,912.3,39  78,19(Mpa) 39.59,22.2 YF 2 YF 1 =>  F 2  78,19. 3,6  83,03(Mpa ) 3,39 - Theo 6.2 trang 91 và 6.2a trang 93 [1], ta có:  F1    F1 YRYS K XF trong đó: YR = 1 (hệ số bánh răng phay) YS  1,08  0,0695ln( m)  1,08  0,0695ln(2)  1,03 KXF = 1 (da < 400 mm) – hệ số xét đến kích thước bánh răng   F 1   257,14.1.1,03.1  264,85(MPa) Tương tự:  F 2    F 2 YRYS K XF  231,43.1.1,03.1  238,4(MPa) Như vậy:  F 1   F 1 , F 2   F 2  20 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195