Đồ án chi tiết máy trường đại học bách khoa thành phố Hồ Chí Minh
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (1.94 MB, 52 trang )
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 2
LỜI NÓI ĐẦU
Đất nước ta đang trên đà phát triển, do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trò quan trọng
trong công cuộc công nghiệp hóa, hiện đại hóa đất nước. Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là
làm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao động của người lao động một cách có hiệu quả nhất,
bảo đảm an toàn cho người lao động trong quá trình làm việc. Để tạo nền tảng tốt cho bước phát
triển trong tương lai, chúng ta cần đầu tư, nghiên cứu, giáo dục, phát triển khoa học kĩ thuật một
cách nghiêm túc ngay từ trong các trường đại học.
Đồ án môn học Chi Tiết Máy là một môn học giúp sinh viên ngành Chế Tạo Máy có bước
đi chập chững, làm quen với công việc thiết kế mà mỗi người kĩ sư cơ khí sẽ gắn cuộc đời mình
vào đó. Học tốt môn học này sẽ giúp cho sinh viên mường tượng ra được công việc tương lai, qua
đó có cách nhìn đúng đắn hơn về con đường học tập đồng thời tăng thêm lòng nhiệt huyết, yêu
nghề cho mỗi sinh viên. Không những thế quá trình thực hiện đồ án sẽ là thử thách thực sự đối
với những kĩ năng mà sinh viên đã được học từ những năm trước như vẽ cơ khí, kĩ năng sử dụng
phần mềm: Autocad, Autocad Mechanical, Autodesk Inventor… cùng với những kiến thức trong
những môn học nền tảng: Nguyên lí máy, Chi tiết máy, Dung sai và Kĩ thuật đo…
Trong quá trình thực hiện đồ án, chúng em nhận được sự chỉ dẫn rất tận tình của thầy
PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc cùng các quý thầy cô khác trong Khoa. Sự giúp đỡ của các thầy cô là
nguồn động lực lớn lao cỗ vũ tinh thần cho chúng em trên con đường học tập, rèn luyện đầy gian
lao vất vả.
Do đây là bản thiết kế kĩ thuật đầu tiên mà chúng em thực hiện nên chắc chắn sẽ mắc phải
những thiếu xót, sai lầm. Em rất mong nhận được sự góp ý chân thành từ phía các thầy cô. Em xin
chân thành cảm ơn.
Sinh viên thực hiện
Trần Đăng Khuê
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 3
Mục lục
LỜI NÓI ĐẦU 2
Phần một: Tính toán chọn động cơ và tỉ số truyền: 4
1.1. Tính toán chọn động cơ: 4
1.2. Phân phối tỉ số truyền và tính toán động học hệ dẫn động xích tải: 5
Phần hai: Tính toán bộ truyền đai: 7
2.1. Thông số ban đầu: 7
2.2. Tính toán thiết kế bộ truyền đai: 7
Phần ba:Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc 9
3.1 Tính toán bộ truyền cấp nhanh: 9
3.2 Tính toán bộ truyền cấp chậm: 15
Phần bốn: Kiểm tra bôi trơn ngâm dầu 23
Phần năm:Thiết kế trục 24
4.1 Thiết kế trục 1: 24
4.2 Thiết kế trục 2 28
4.3 Thiết kế trục 3: 32
Phần sáu: Kiểm nghiệm then 35
Phần bảy: Chọn ổ lăn và nối trục 39
I – Trục đầu vào 1: 39
II – Trục trung gian 2: 41
III – Trục đầu ra 3: 43
IV – Chọn nối trục vòng đàn hồi: 46
Phần tám: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ 47
Phần chín: Chọn dầu bôi trơn và dung sai lắp ghép 50
TÀI LIỆU THAM KHẢO 53
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 4
Phần một:
TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ,PHÂN PHỐI TỈ SỐ
TRUYỀN.
1.1. Tính toán chọn động cơ:
1.1.1. Số liệu ban đầu:
Hệ thống truyền động băng tải làm việc có các thông số sau:
- Lực vòng trên băng tải: F = 2500 N
- Vận tốc băng tải: v = 1,25 m/s
- Đường kính tăng dẫn: D = 400 mm
- Thời gian phục vụ: L = 7 năm
Hệ thống truyền động băng tải quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc
280 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ).
1.1.2. Xác định công suất cần thiết của động cơ:
Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức:
t
ct
P
P
(theo (2.8))
Trong đó: P
ct
- công suất cần thiết trên trục động cơ, kW;
P
t
- công suất tính toán trên trục máy công tác, kW;
- hiệu suất truyền động.
Hiệu suất truyền động:
3 3
0,99 0,99 0,97 0,96 0,95 0,85
K ol brc brt d
(theo (2.9))
với:
K
- hiệu suất nối trục đàn hồi ;
ol
- hiệu suất 1 cặp ổ lăn;
brc
- hiệu suất 1 cặp bánh răng
côn;
brt
- hiệu suất 1 cặp bánh răng nghiêng;
d
- hiệu suất bộ truyền đai, trị số của các hiệu suất
trên tra theo bảng 2.3.
Hệ thống truyền động băng tải làm việc với sơ đồ tải trọng như sau:
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 5
Theo (2.12) và (2.13), công suất làm việc trên trục máy công tác:
2 2 2 2
1 2
1 2
1 2
0,83.
.12 .60
. 2500.1,25
. . 2,69
1000 1000 12 60
t td
T T T T
t t
F v
T T T T
P P kW
t t
Khi đó:
2,69
3,165
0,85
t
ct
P
P
kW.
1.1.3. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ:
Theo (2.17) , số vòng quay của trục máy công tác:
= 60000
v
D
= 60000.
1,25
.400
= 59,68 vòng/phút
trong đó: v - vận tốc băng tải, v = 1,25 m/s;
D – đường kính tang dẫn, D = 400 mm.
Từ bảng 2.4 , ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ hai cấp
12
h
u
;
4
d
u
, do đó số vòng quay sơ bộ của động cơ theo (2.18) như sau:
12 4 59,68 2864,64
sb lv t
n n n
vòng/phút
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ 3000
db
n vòng/phút.
1.1.4. Chọn động cơ:
Theo bảng P1.3 với
3,165
ct
P
kW và
3000
db
n
vg/ph ta dùng động cơ DK51-2 có
4,5
dc
P kW, 2900
dc
n vòng/phút.
1.2. Phân phối tỉ số truyền và tính toán động học hệ dẫn động
xích tải:
1.2.1. Phân phối tỉ số truyền:
Chọn loại hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp:
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 6
Tỉ số truyền u
t
của hệ dẫn động:
2900
48,6
59,68
l
dc
t
v
n
u
n
(theo (3.23))
trong đó:
dc
n
- số vòng quay của động cơ đã chọn,
2900
dc
n
vòng/phút;
lv
n
- số vòng quay của trục máy công tác,
59,68
lv
n
vòng/phút.
Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động:
59,68
t h x
u u u
(theo (3.24) )
Suy ra:
4
2
4
8,6
1
d
t
h
u
u
u
Dựa vào hình 3.20 , ta chọn tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc
1
4
u
và tỉ số truyền
cấp chậm của hộp giảm tốc
2
3
u
.
Tính lại giá trị của
d
u
theo
t
u
trong hộp giảm tốc:
1 2
48,6
3
4
4
t
d
u u
u
u
Vậy ta chọn
4
d
u
1.2.2. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục:
3
2,69
2,72
0,99
lv
K
P
P
kW;
3
2
2,72
2,86
. 0,96 0,99
brt ol
P
P
kW
2
1
2,68
2,98
. 0,97 0,99
brc ol
P
P
kW;
1
2,98
3,17
. 0,95 0,99
dc
d ol
P
P
kW
2900
dc
n
(v/p) ;
1
2900
725
4
dc
d
n
n
u
(v/p);
1
2
1
725
181,25
4
n
n
u
(v/p)
2
3
2
181,25
60,42
3
n
n
u
(v/p)
6
3,17
9,55 10 10439,14
2900
dc
T
Nmm ;
6
1
2,98
9,55 10 39253,79
725
T
Nmm
6
2
2,86
9,55 10 150692,41
181,25
T
Nmm ;
6
3
2,72
9,55 10 429923,87
60,42
T
Nmm
BẢNG PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Trục
Thông số
Động cơ I II III
Công suất P, kW 3,17 2,98 2,86 2,72
Tỉ số truyền u 4 4 3
Số vòng quay n, vòng/phút 2900 725 181,25 60,42
Mômen xoắn T, Nmm 10439,14 39253,79 150692,41 429923,87
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 7
Phần hai:
TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI
2.1. Thông số ban đầu:
- Công suất truyền đến:
3,17
P
kW
- Số vòng quay:
2900
dc
n
vòng/phút
- Tỉ số truyền:
4
u
2.2. Tính toán thiết kế bộ truyền đai:
Bước 1. Chọn tiết diện đai:
Với công suất và số vòng quay như trên ta chọn đai tiết diện A (hình 4.1).
Bước 2. Chọn các thông số cơ bản của bộ truyền đai:
Theo bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai nhỏ
1
125
d
mm.
Vận tốc đai
1 1
.125.2900
18,98
60000 60000
d n
v
m/s ( nhỏ hơn vận tốc cho phép
max
25
v
m/s)
Theo công thức 4.2, với
0,02
, đường kính bánh đai lớn
2 1
(1 ) 4.125.(1 0,02) 490
d ud
mm
Theo bảng 4.26 đường kính tiêu chuẩn
2
500
d
mm
Như vậy tỉ số truyền thực tế:
2
1
500
4,08
(1 ) 125.(1 0,02)
t
d
u
d
Và sai lệch
( )
(4,08 4)
.100% 2% 4%
4
t
u u
u
u
Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục
2
0,95. 0,95.500 475
a d
mm, theo công
thức 4.4 chiều dài đai:
2
2
2 1
1 2
( )
(500 125)
2 0,5 ( ) 2.475 0,5 (125 500) 2006( )
4 4.475
d d
l a d d mm
a
Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn:
2000
l
mm.
Theo 4.15 nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s:
18,98
9,49
2
v
i
l
<10 .
Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn
2000
l
mm
Theo 4.6
2 2 2 2
8 1018,25 1018,25 8.187,5
471,87
4 4
a
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 8
với :
2000 0,5 (125 500) 1018,25
2 1
500 125
187,5
2 2
d d
Theo 4.7 góc ôm
2 1
1 min
57( ) 57.(500 125)
180 180 135 120
471,87
d d
a
Bước 3. Xác định số đai:
Theo công thức 4.16
1
0
3,71.1,35
1,63
[ ] 3,01.0,88.1,04.1,14.0,98
d
l u z
PK
z
P C C C C
Trong đó : Theo bảng 4.7,
1,35
d
K
Với
1
135
ta chọn
0,88
C
(bảng 4.15)
Với
0
2000
1,176
1700
l
l
chọn
1,04
l
C
(bảng 4.16)
Với
4
u
ta chọn
1,14
u
C
(bảng 4.17)
Với
18,98
v
m/s,
1
125
d
mm, chọn
0
[ ] 3,01
P
kW (bảng 4.19)
Với
1
0
3,71
1,23
[ ] 3,01
P
P
ta chọn
0,98
z
C
(bảng 4.18)
Lấy
2
z
đai.
Chiều rộng bánh đai, theo 4.17 và bảng 4.21
( 1) 2 (2 1).15 2.10 35
B z t e
mm
Đường kính ngoài của bánh đai:
0
2 125 2.3,3 131,6
a
d d h
mm
Bước 4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
Theo 4.19
1
780.
780.3,71.1,35
37,83 154,78
18,98.0,88.2
d
a v
PK
F F
vC z
N
Trong đó:
2 2
. 0,105.18,98 37,83
v m
F q v N (bảng 4.22)
Theo 4.21 lực tác dụng lên trục :
1
0
135
2 sin( ) 2.154,78.2.sin( ) 572
2 2
r
F F z
N
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 9
Phần ba:
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC
3.1 Tính Toán Bộ Truyền Cấp Nhanh
Các thông số ban đầu
Công suất đầu vào:
1
2,98
P
kW
Moment xoắn:
= 39253,79
Số vòng quay:
= 725ò/ℎú
Tỉ số truyền: u
=4
Thời gian phục vụ: 7 năm
Quay một chiều, làm việc hai ca ( 1 năm làm việc 280 ngày, một ca 8 giờ)
Chế độ tải:
= ,
= 0.83
= 12,
= 60
1) Chọn vật liệu:
Ta chọn vật liệu cho cặp bánh côn răng thẳng như sau:
+ Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB = 270,
có
1
b
=850(MPa);
1
ch
=580(MPa).
+ Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =255,
có
2
b
=750(MPa);
2
450
ch
(MPa).
2) Xác định ứng suất cho phép :
Tính sơ bộ ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép theo các công thức
6.1a và 6.1b ta có:
0
lim
.
[ ]
F HL
H
H
K
s
;
0
lim
. .
[ ]
F FC FL
F
F
K K
s
.
Trong đó :
lim
o
F
,
0
lim
H
: lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu
kỳ cơ sở, trị số của chúng được tra ở bảng 6.2:
lim
1,8
o
F
HB
và
0
lim
2 70
H
HB
F
s
,
H
s
: lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra ở bảng 6.2
1,75
F
s
và
1,1
H
s
Khi đó:
1
0
lim
2 220 70 610
H
(MPa)
1
0
lim
1,8 270 486
F
( MPa)
2
0
lim
2 255 70 580
H
(MPa)
0
lim2
1,8 255 459
F
(MPa)
Fc
K
: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ,lấy
1
Fc
K
(tải trong đặt một phía)
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 10
HL
K
,
FL
K
: Hệ số tuổi thọ, được xách định theo công thức 6.3 và 6.4:
H
HO
m
HL
HE
N
K
N
;
F
FO
m
FL
FE
N
K
N
Ở đây:
H
m
,
F
m
: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn với
HB 350
lấy:
6; 6
H F
m m
FO
N
,
HO
N
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc
+
FO
N
= 4.10
6
với tất cả các loại thép
+
2,4
30
HO HB
N H
7
7
10.97,1
10.05,2
2
1
HO
HO
N
N
+
HE
N
,
FE
N
: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên theo các công thức 6.7 và 6.8
ta có:
2
60 . .
H
m
i
HE i i
T
N c n t
T
;
60 . .
F
m
i
FE i i
T
N c n t
T
với: c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1
i
n
,
i
t
: Số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ i
Ta có:
3 3 8
1 1
1 5
N 60 1 725 31360 (1 0,83 ) 8, 77 10 N
6 6
HE HO
1
1
HL
K
3 3 8
2 2
1 5
N 60 1 181, 25 31360 (1 0,83 ) 2,19 10 N
6 6
HE HO
2
1
HL
K
6 6 8
1 1
1 5
N 60 1 725 31360 (1 0,83 ) 8,77 10 N
6 6
FE FO
1
1
FL
K
6 6 8
2 2
1 5
N 60 1 181, 25 31360 (1 0,83 ) 2,19 10 N
6 6
FE FO
2
1
FL
K
Như vậy:
1
610 1
554,5
1,1
H
(MPa);
2
580 1
527,3
1,1
H
(MPa)
Với bánh côn răng thẳng ta có:
1 2
min ; 527,3
H H H
MPa
;
1
486 1 1
277,7
1,75
F
MPa
;
2
459
262,3
1,75
F
MPa
Ứng suất quá tải cho phép, theo các công thức 6.13 và 6.14 ta có:
max 2
[ ] 2,8 2,8 450 1260 MPa
H ch
1max 2
[ ] 0,8 0,8 580 464 MPa
F ch
2max 2
[ ] 0,8 0,8 450 360 MPa
F ch
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 11
3) Xách định chiều dài côn ngoài:
Theo công thức 6.52a ta có:
1
2
3
2
.
1.
(1 ). . .[ ]
H
e R
be be H
T k
R k u
k k u
Trong đó :
0,5
R d
k k
: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng,với truyền động
bánh côn răng thẳng bằng thép
100
d
k
(MPa)
1/3
1
3
0,5 100 50 MPa
R
k
u: Tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc, u = 4
T
1
: Mômen xoắn trên trục dẫn ( T
1
= 39253,79N.mm)
be
K
: Hệ số chiều rộng vành răng, lấy
0,285
be
K
H
K
: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng tra
bảng 6.21 với :
. 0,285.4
0,66
2 2 0,285
be
be
K u
K
, do trục lắp trên ổ đũa ta được:
1,15
H
K
Suy ra:
2
3
2
1,15
50 4 1 120,4
(1 0,285) 0,285 4 527
3925
,3
3,79
e
R mm
4) Xác định các thông số ăn khớp :
Đường kính chia ngoài của của bánh côn chủ động được xác định theo công thức 6.52b:
1
3
1
2
2 2
.
2.
2 120,4
. 58,4
(1 ). . .[ ]
1 4 1
H
e
e d
be be H
T K
R
d K mm
K K u
u
Tra bảng 6.22 ta được
1
16
p
z
với
1 1
350 1,6 1,6 16 25,6
p
HB z z
.
Đường kính trung bình và modun trung bình của bánh côn nhỏ:
1 1
(1 0,5 ). (1 0,5 0,285) 58,4 50,08
m be e
d K d mm
1
1
50,08
1,96
25,6
m
tm
d
m mm
z
Modun vòng ngoài được xác định theo công thức 6.5:
1,96
2,29
1 0,5. 1 0,5 0,285
tm
te
be
m
m mm
K
Theo bảng 6.8 lấy giá trị tiêu chuẩn
2,5
te
m mm
do đó:
(1 0,5. ) 2,5 (1 0,5 0,285) 2,13
tm te be
m m K mm
1
1
50,08
23,5
2,13
m
tm
d
z
m
lấy
1
24
z
(răng)
2 1 1
4 24 96
z u z
răng.
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 12
Do đó tỉ số truyền thực tế
2
1
1
96
4
24
z
u
z
Góc côn chia :
' ''
1
1
2
24
arctan arctan 14,04 14 210,48
96
o
z
z
' ''
2
90 14, 04 75,96 75 57 36
o
Theo bảng 6.20 với
1
24
z
ta chọn hệ số dịch chỉnh đều
1
0,39
x
;
2
0,39
x
Đường kính trung bình của bánh nhỏ:
1 1
. 24 2,13 51,12
m tm
d z m mm
Chiều dài côn ngoài:
2 2 2 2
1 2
0,5. 0,5 2,5 24 96 123,69
e te
R m z z mm
5) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Theo công thức 6.33 ta có:
2
1
2
1
2. . . 1
. . [ ]
0,85. . .
H
H M H H
m
T K u
Z Z Z
b d u
Trong đó:
m
z
: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5 ta có
1
3
274
m
z MPa
z
:hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ,được xác định theo công thức
4
z
3
Ở đây
là hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức:
1 2
1 1
1,88 3,2 cos( ) 1,71
z z
(với
0
);
4 1,71
0,874
3
e
z
H
z
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,theo bảng 6.12 ta có
1,76
H
z
1
T
: Mômen xoắn trên trục dẫn
1
39253,79
T Nmm
H
K
: Hệ số tải trọng khi tính toán về tiếp xúc, được xác định theo công thức 6.61
. .
H H H HV
K K K K
Ở đây:
H
K
: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành
răng
1,15
H
K
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 13
H
K
: Hệ số kể đến sự tập trung tải trọng không đều trên giữa các răng lấy
1
H
K
HV
K
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, tính theo công thức 6.63
1
1
. .
1
2
H m
HV
H H
v b d
K
T K K
Trong đó:
1
0
.( 1)
. .
m
H H
d u
v g v
u
với:
1
. . 3,14 51,12 725
1,94 /
60000 60000
m
d n
v m s
. Theo
bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 8.
H
là trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
,theo bảng 6.15 với dạng răng thẳng thì
0,006
H
.
0
g
là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch
bước răng ,theo bảng 6.16 với cấp chính xác mức làm việc êm là 7 thì
0
47
g
. Suy ra:
51,12 (4 1)
0,006 47 1,94 4,37
4
H
v
b
: chiều rộng vành răng,
. 0, 285 123,69 35, 25
be e
b K R
lấy
35
b mm
.
Vậy
4,37 35 51,12
1 1,09
2 39253,79 1 1,15
HV
K
Do đó
1,09 1,15 1 1,25
H
K
.
Với các trị số vừa tìm được ta có:
2
2
2 39253,79 1,25 4 1
274 1,76 0,874. 480,77
0,85 35 51,12 4
H
MPa
Theo bảng 6.1 thì
[ ] [ ] . . .
H H sb R v xH
z z K
Trong đó:
v
z
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, với
1,94 / 1
v
v m s z
.
R
z
: Hệ số xét đến độ nhám bề mặt, với
2,5 1,25 0,95
a R
R m z
.
xH
K
:Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng, với
700 1
a xH
d mm K
[ ] 527,3 1 0,95 1 500,94
H
MPa
Ta thấy
[ ]
H H
.
Vậy điều kiện bền tiếp xúc được đảm bảo.
6) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo công thức 6.65 ta có:
1
1
1
2. . . . .
0,85. . .
F F
F
tm m
T K Y Y Y
b m d
Trong đó:
F
K
: Hệ số tải trọng khi tính toán về uốn, được tính theo công thức 6.71
. .
F F F Fv
K K K K
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 14
Với
F
K
là hệ số xét đến tập chung tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, theo
bảng 6.21 ta được
1,24
F
K
,
F
K
là hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều giữa các răng
1
F
K
,
Fv
K
là hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, xác định theo công thức:
1
1
. .
1
2
F m
FV
F F
v bd
K
T K K
Với :
1
0
.( 1)
. .
m
F F
d u
v g v
u
theo bảng 6.15 và 6.16 ta có:
0,016
F
;
0
47
g
51,12 (4 1)
0,016 47 1,94 12
4
F
v
12 35 51,12
1 1,24
2 39253,79 1 1,15
FV
K
Vậy
1,24 1,24 1=1,54
F
K
1 1
0,6
1,71
Y
0
1 1
140
n
Y
1
1
1
24
24,74
os( ) os(14,04)
vn
z
z
c c
2
2
2
96
395,71
os( ) os(75,96)
vn
z
z
c c
1
0,39
x
;
2
0,39
x
Tra bảng 6.18 ta được:
1
3,48
F
Y
;
2
3,63
F
Y
Vậy
1
2 39253,79 1,54 0,6 1 3,48
77,93
0,85 35 2,13 51,12
F
MPa
2
2 1
1
3,63
77,93 80,98
3,48
F
F F
F
Y
MPa
Y
Ta thấy :
22
11
FF
FF
Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng côn được đảm bảo.
7) Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải.
Theo công thức 6.48 ta có:
ax ax
[ ]
Hm H qt H m
K
với:
480,77
H
MPa
;
1,4
qt
K
max max
480,77 1,4 526,66 [ ] 1260
H H
MPa s MPa
Theo công thức 6.49 ta có:
ax ax
[ ]
Fm F qt F m
K
max1 1 1 max
77,93 1,4 109,102 [ ]
F F qt F
K MPa
max2 2 2 max
80,98 1,4 113,37 [ ]
F F qt F
K MPa
Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn.
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 15
8) CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN:
Chiề
u dài côn ngoài
123,69
e
R mm
Modul vòng ngoài
2,5
te
m mm
Chiều rộng vành răng
35
w
b mm
Tỉ số truyền
1
4
u
Cấp chính xác
8
Góc nghiêng của răng
0
0
b
Số răng của các bánh răng
1 2
24 ; 96
z z
Hệ số dịch chỉnh chiều cao răng
1 2
0,39 ; 0,39
x x
Đường kính chia ngoài :
e
d
1 1
. 2,5 24 60
e te
d m z mm
2 2
. 2,5 96 240
e te
d m z mm
Góc côn chia:
0 0
1 2
14,04 ; 75,96
Chiều cao răng ngoài :
e
h
2 2,2 5,5
e te te te
h h m c m mm
Chiều cao đầu răng ngoài :
ae
h
1 1
( .cos ). (1 0,39 1) 2,5 3,475
ae te n te
h h x b m mm
2 1
2. . – 2 2,5 3,475 1,525
ae te te ae
h h m h mm
Chiều cao chân răng ngoài :
fe
h
1 1
5,5– 3,475 2,025
fe e ae
h h h mm
2 2
5,5 1,525 3,975
fe e ae
h h h mm
Đường kính đỉnh răng ngoài :
ae
d
1 1 1 1
2. .cos 66,74
ae e ae
d d h mm
2 2 2 2
2. .cos 240,74
ae e ae
d d h mm
3.2 Tính Toán Bộ Truyền Cấp Chậm:
Các thông số ban đầu
Công suất đầu vào:
1
2,86
P
kW
Moment xoắn:
= 150692,41
Số vòng quay:
= 181.25ò/ℎú
Tỉ số truyền: u
=3
Thời gian phục vụ: 7 năm
Quay một chiều, làm việc hai ca ( 1 năm làm việc 280 ngày, một ca 8 giờ)
Chế độ tải:
= ,
= 0.83
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 16
= 12,
= 60
1) Chọn vật liệu:
Ta chọn vật liệu cho cặp bánh trụ răng nghiêng như sau:
+ Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB = 270, có
1
b
=850(MPa);
1
ch
=580(MPa)
+ Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =255, có
2
b
=750(MPa);
2
450
ch
(MPa)
2) Xác định ứng suất cho phép :
Tính sơ bộ ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép theo các công thức 6.1a và 6.1b ta có:
0
lim
.
F Hl
H
H
k
s
;
0
lim
. .
F Fc Fl
F
F
k k
s
Trong đó :
lim
o
F
,
0
lim
H
: lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu
kỳ cơ sở, trị số của chúng đươc tra ở bảng 6.2:
lim
1,8
o
F
HB
và
0
lim
2 70
H
HB
F
s
,
H
s
: lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra ở bảng 6.2:
1,75
F
s
và
1,1
H
s
Khi đó:
0
lim1
2 260 70 590
F
MPa
0
lim 2
1,8 260 468
F
MPa
0
lim 2
2 250 70 570
H
MPa
2
Flin
= 1,8.250 = 450(MPa)
0
lim1
1,8 250 450 MPa
H
Fc
K
: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ,lấy
1
Fc
K
(tải trong đặt một phía)
HL
K
,
FL
K
: Hệ số tuổi thọ, được xách định theo công thức 6.3 và 6.4
H
HO
m
HL
HE
N
K
N
;
F
FO
m
FL
FE
N
K
N
Ở đây:
H
m
,
F
m
: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn với
HB 350
lấy:
6; 6
H F
m m
FO
N
,
HO
N
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc
FO
N
= 4.10
6
với tất cả các loại thép
2,4
30
HO HB
N H
7
7
10.97,1
10.05,2
2
1
HO
HO
N
N
HE
N
,
FE
N
: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 17
Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên theo các công thức 6.7 và
6.8 ta có:
2
60 . .
H
m
i
HE i i
T
N c n t
T
;
60 . .
F
m
i
FE i i
T
N c n t
T
với: c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1,
i
n
,
i
t
: Số vòng quay và thời
gian làm việc ở chế độ i.
Ta có:
3 3 8
1 1
1 5
N 60 1 181,25 31360 (1 0,83 ) 2,19.10 N
6 6
HE HO
2
1
Hl
K
3 3 7
2 2
1 5
N 60 1 60,42 31360 (1 0,83 ) 7,3.10 N
6 6
HE HO
1
1
Hl
K
6 6 8
1 1
1 5
N 60 1 181, 25 31360 (1 0,83 ) 1,5.10 N
6 6
FE FO
2
1
Fl
K
6 6 7
2 2
1 5
N 60 1 60, 42 31360 (1 0,83 ) 5.10 N
6 6
FE FO
1
1
Fl
K
Như vậy:
1
590 1
536,36
1,1
H
(MPA);
1
570 1
518,18
1,1
H
(MPA)
Với bánh trụ răng nghiêng theo công thức 6.12 ta có:
1 2
1 536,36 518,18
527,27
2 2
H H H
(MPa)
2
1,25
H H
1
486 1 1
277,7
1,75
F
(MPa);
2
450 1
257,14
1,75
F
(MPa)
Ứng suất quá tải cho phép ,theo các công thức 6.10 và 6.11 ta có
H
max
= 2,8.
ch
2
= 2,8.450 = 1260(MPa)
F
1max
= 0,8.
ch
2
= 0,8.580 = 464(MPa)
F
2max
= 0,8.
ch
2
= 0,8.450 = 360(MPa)
3) Xách định các thông số cơ bản của bộ truyền :
Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo công thức 6.15a
2
3
2
2
2
.
.( 1)
. .
H
w a
H ba
T k
a k u
u
Trong đó:
+
a
k
: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.Theo bảng 6.5 ta được
1/3
43
a
k MPA
+
2
T
: Mômen xoắn trên trục hai của hộp giảm tốc,
= 150692,41
+
H
Ứng suất tiếp xúc cho phép ,
1/3
527,27 MPa
H
+
0,3
ba
tra theo bảng 6.6
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 18
+
H
k
Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không điều trên chiều rộng vành răng khi tải về
tiếp xúc.
Theo bảng 6.7 với
bd
0,64
, ta được
1,03
H
k
(sơ đồ 5)
Suy ra:
3
w
2
1, 03
43 (3 1) 164,7
5
1506
27,27 3 0,3
92,41
a
(mm) lấy
w
165
a
mm
Ta có:
w2
0,3 165 49,5
ba w
b a mm
và
w1 w2
5 55
b b mm
4) Xách định các thông số ăn khớp
Theo công thức 6.17 ta có:
(0,01 0,02) (0,01 0,02) 165 1,65 3,3
w
m a mm
Theo bảng 6.8 chọn môdul pháp
2,5
m mm
Chọn sơ bộ
0
10
, do đó
0
cos( ) cos(10 ) 0,9848
, theo công thức 6.19 ta xác định
được số răng bánh nhỏ:
1 w
os( ) 0,9848
2 2 165 32,5
( 1) 2,5 (3 1)
c
z a
m u
lấy
1
32
z
răng.
Số răng bánh lớn được xách định theo công thức 6.20:
2 2 1
z u z 3 32 96
lấy
2
96
z
răng >
Do đó tỉ số truyền thực là
2
2
1
z
96
u 3
z 32
1 2
w
32 96
os( ) 2,5 0,97
2 2 165
z z
c m
a
0 ’ ’’
14,14 14 8 28
Theo công thức 6.18 ta tính lại khoảng cánh trục:
1 2
w
32 96
2,5 165
2 os( ) 2 0,97
z z
a m
c
(mm)
Ta sử dụng răng không dịch chỉnh x
1
= x
2
= 0
Góc ăn khớp
0
tw
tan
arctan 20,57 20 34'3''
os
t
c
5) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.33 ,ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc của răng là
1
2
w w1
2. . ( 1)
. .
. .
H
H M H
T K u
z z z
b u d
Trong đó :
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 19
+
m
z
: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5 ta có
274
m
z
(MPA)
1/3
+
H
z
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức 6.34 ta có
2.cos
sin(2. )
b
H
tw
z
Ở đây:
b
:Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
Theo công thức 6.35 ta có:
0 0
cos cos 20,57 14,14 0,236
b t
tg tg tg
0
13,27
b
Do đó ta theo công thức trên ta có
2.cos(13,27)
1,72
sin(2.20,57)
H
z
+ z
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng . Xác định theo công thức 6.36c:
Ta có
w
sin sin 14,14
. 0,3 165 1,54 1
. 2,5
b
m
Do đó ta có
1 1
0,77
1,694
z
Trong đó
1 2
1 1
1,88 3, 2 os( ) 1,694
c
z z
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
w
w1
165
2 2 82,5
1 3 1
a
d
u
(mm)
+
H
K
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc ,tính theo công thức 6.39
. .
H H H HV
K K K K
Với
+
H
K
:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng
6.7 ta có
1,03
H
K
+
H
K
: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều giữa các đôi răng đồng thời ăn khớp
,trị số của k
H
được tra theo bảng 6.14 ta được
1,03
H
K
+
HV
K
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của tải trọng động trong vùng ăn khớp, theo công thức
6.41 ta có:
1
1
. .
1
2
H w w
HV
H H
v b d
K
T K K
Trong đó :
1
0
.( 1)
. .
w
H H
d u
v g v
u
+
H
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp theo bảng 6.15 ta được
0,002
H
+
0
g
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng,lấy
0
47
g
theo bảng 6.16
+
v
: Vận tốc vòng
1 1
. . 3,14 82,5 181,25
0,78
60000 60000
w
d n
v
(m/s). Theo bảng 6.13 ta chọn
cấp chính xác cho bộ truyền là 9.
H
82,5 4
v 0,002 47 0,78 0,67
3
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 20
Vậy ta có:
0,67 49,5 82,5
1 1,009
2 150692,41 1,03 1,03
HV
K
1,03 1,03 1,009 1,07
H
K
Thay số vào công thức trên ta có :
2
2 150692,41 1,07 (3 1)
247 1,72 0,77 409,95
49,5 3 82,5
H
(MPa)
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
với
5 / 1
v
v m s z
2,5 1 ,25 ( ) 0,95
a R
R m z
700 1
a XH
d mm K
Theo 6.1 và 6.1a ta được:
[ ] [ ] 527,27 1 1 1 0,95 500,1
H H sb v a XH
z z K MPa
Ta thấy
409,95 [ ] 500,1
H H
vậy điều kiện bền tiếp xúc được đảm bảo. Để đơn
giản trong quá trình tính toán ta lấy
w
50
b
(mm).
6) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo công thức 6.43 ta có:
1 1
1
1
2
F F
F
w w
T K Y Y Y
b d m
Trong đó :
+
1
T
:mômen xoắn trên bánh chủ động, N.mm
+
m
: modul pháp
+
w
b
: chiều rộng vành răng
w
50
b
(mm)
+
1
w
d
:đường kính vòng lăn của bánh chủ động, mm
+
1 1
0,59
1,694
Y
hệ số kể đến sự trùng khớp của răng (với
1,694
)
+
0
1
Y
140
:hệ số kể đến độ nghiêng của răng
0
1 14,14
Y =0,899
140
+
Y
Fi
: Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2
với
1
v1
3 3
2
v2
3 3
z 32
z 35,06
cos 0,97
z 96
z 105,19
cos 0,97
Vậy theo bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh
1 2
x x 0
Ta có
F1 F2
Y 3,75 ; Y 3,60
+ K
F
: Hệ số tải trọng khi tính về uốn
. .
F F F FV
K K K K
Ở đây:
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 21
+
F
K
: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về
uốn ,theo bảng 6.7 ta được
1,09
F
K
+
F
K
: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều giữa các răng khi tính về uốn ,theo
bảng 6.14 ta được
1,12
F
K
+
FV
K
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của tải trọng động
1
1
. .
1
2
F m
FV
F F
v b d
K
T K K
với
0
. . .
w
F F
a
v g v
u
Tra bảng 6.15 và 6.16 ta được:
+
F
0,006
+
0
47
g
165
0,006 47 0,78 1,61
3
F
v
Vậy ta có:
1,61 50 82,5
1 1,02
2 150692,41 1,09 1,12
Fv
K
1,02 1,09 1,12 1,245
F
K
Ta có
+
1
2 150692,41 1,245 0,59 0,899 3,75
72,37
50 82,5 2,5
F
(MPa)
+
2
2 1
1
3,6
72,37 69,48
3,75
F
F F
F
Y
Y
(MPa)
Ta thấy
22
11
FF
FF
Vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo
7) Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải
Theo công thức 6.48 ta có:
Hmax H H max
[ ]
qt
k
với:
409,95
H
MPa
;
max
1,4
qt
T
k
T
Suy ra:
max max
409,95. 1,4 485 [ ] 1260
H H
MPA MPa
max max
. [ ]
F F qt F
k
Suy ra:
Fmax1
=
F1
.k
qt
= 72,37
1,4 = 101,32(MPA) <
F1
max
max1 1 1 max
. 72,37 1,4 101,32 [ ]
F F qt F
k MPA
Fmax2 F2 qt F2 max
.k 69,48 1,4 97, 27 MPA [ ]
Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn.
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 22
8) Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh trụ răng nghiêng
Khoảng cách trục
165
w
a
(mm)
Môđul pháp
2,5
m
(mm)
Chiều rộng vành răng
1
2
55
50
w
w
b
b
(mm)
Tỉ số truyền
3
u
góc nghiêng của răng
0 ’ ’
14 8 28
Số răng của bánh răng
1 2
z 32 ; z 96
Hệ số dịch chỉnh
1 2
0
x x
(mm)
Cấp chính xác 9
Đường kính vòng chia :d
1
1
2
2
. 2,5 32
82,47
cos 0,97
. 2,5 96
247,42
cos 0,97
m z
d mm
m z
d mm
Đường kính đỉnh răng :d
a
1 1
2 2
2 82,47 2 2,5 87, 47
2 247,42 2 2,5 252,42
a
a
d d m mm
d d m mm
Đường kính đáy răng :d
f
1 1
2 2
2,5 82,47 2,5 2,5 76,22
– 2,5 247,42 2,5 2,5 241,17
f
f
d d m mm
d d m mm
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 23
Phần bốn:
KIỂM TRA BÔI TRƠN NGÂM DẦU
Điều kiện bôi trơn ngâm dầu trong hộp giảm tốc côn – trụ :
- Bánh răng côn cần được ngâm hết chiều rộng bánh răng lớn h trong dầu.
- Bánh răng trụ răng nghiêng cần ngâm hết chiều cao răng
r
h
và tối thiểu là 10mm.
- Mức cao nhất của dầu không vượt quá
1
3
R
mỗi bánh răng.
- Khoảng cách giữa mức dầu cao nhất và thấp nhất:
ax min
10 15
m
h h mm
.
1 - Xét bánh răng côn bị dẫn:
Chọn chiều cao bánh răng côn bị dẫn cần phải ngâm trong dầu là 12,5 mm.
Như vậy, chiều cao tối đa mà bánh răng côn cần phải ngâm trong dầu là 27,5 mm.
Như vậy
min
92,87H
(mm )
2 - Xét bánh răng trụ bị dẫn:
Ta thấy
min
2 2
92,87 126,21 84,14
3 3
banhrangtru
H R
Do đó bộ truyền thỏa mãn điều kiện bôi trơn:
-
min
92,87H mm
-
ax
77,87
m
H mm
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 24
Phần năm:
THIẾT KẾ TRỤC
4.1- Thiết kế trục 1:
Các thông số ban đầu
Moment xoắn:
= 39253,79
Số vòng quay:
= 725ò/ℎú
Thiết Kế
Bước 1. Chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo là thép C45 thường hóa. Các thông số:
Giới hạn bền:
b
= 600 MPa
Giới hạn chảy:
ch
=340 MPa
Ứng suất xoắn cho phép: [] = 15÷ 30
Bước 2. Chọn sơ bộ đường kính
Đường kính sơ bộ được tính theo công thức:
1
3
0.2 [ ]
T
d
.Chọn
1
[ ] 15
MPa
1
3
3
1
1
39253,79
23,56
0, 2 0, 2 1 5
T
d mm
Ta chọn đường kính trục theo dãy tiêu chuẩn:
= 24
Bước 3. Chiều rộng ổ lăn
Từ đường kính các trục ta tra chiều rộng ổ lăn đối với từng trục theo bảng 10.2 sách
“Tính toán Thiết kế hệ dẫn động Trịnh Chất-Lê Văn Uyển” trang 189. Trục 1:
= 17.
Bước 4. Tính toán phác thảo các kích thước độ dài trục
Ta có:
= 35 bề rộng răng bánh răng côn.
Dưới đây là hình vẽ phác thảo các kích thước của trục 1. Từ hình vẽ này ta có các kích
thước của trục 1 như sau:
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 25
11 1
2,5 3 2,5 17 42,5 l d mm
. Chọn
11
42 l mm
13 11 1 1 2 13 13 1
0.5 0.5 cosl l b k k lm b
0
42 0,5 17 10 10 35 0.5 35 cos 14, 04
88,5 mm
Chọn
13
90 l mm
. Ở đây:
= 8÷ 15: khoảng cách giữa các chi tiết quay. Chọn
= 10.
= 5 ÷ 15 : khoảng cách từ mặt mút ổ tới thành trong của hộp. Chọn
= 10.
13
35lm mm
: chiều dài mayo bánh răng dẫn.
12 1
1,2 1,5 1,5 24 36 lm d mm
12 12 3 1
0.5 0.5 0,5 36 15 17 0,5 17 58,5
n
l lm k h b mm
Chọn
12
60 l mm
. Trong đó:
= 15 khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ
ℎ
= 17 chiều cao nắp ổ và đầu bulông.
Bước 5. Tính toán lực tác dụng lên các trục
Các lực tác dụng lên bánh răng côn dẫn là:
1
1
1
2 2 39253,79
51,1
153
2
6
t
m
T
F N
d
1 1 1
1 536 20 cos 14,04 542,36
r t
F F tg cos tg N
1 1 1
1 536 20 sin 14,04 135,63
a t
F F tg sin tg N
Lực tác dụng lên bánh đai là:
1
0
135
2 sin( ) 2.154,78.2.sin( ) 572
2 2
o
r
F F z N
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 26
1
1 1
51,12
. 135,63 3466, 7
2 2
m
a
d
M F Nmm
