Bài tập cơ sở thiết kế máy

Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 1 Bài tập 11: Hãy thiết kế bộ truyền động đai (1-đai dẹt và 2-đai thang), tải trọng ổn định, quay 1 chiều, bộ truyền đọng nằm ngang với các thông số sau: Thông số Phương án 1 Phương án 2 Phương án 3 Công suất cần truyền (kw) 3.5 5 1.5 Số vòng quay trục dẫn (vg/phút) 1450 1460 1460 Số vòng quay trục bị dẫn (vg/phút) 480 500 600 Số ca làm việc trong ngày 2 2 2 Bài làm PHƯƠNG ÁN 1: a. Thiết kế bộ truyền đai dẹt: (TLTK_Thiết kế chi tiết máy Nguyễn Trọng Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm) 1. Do bộ truyền động đai được thiết kế được sử dụng làm việc ở chế độ tải trọng ổn định nên ta chọn loại đai vải cao su. 2. Đường kính bánh đai nhỏ d1: 74,17456.147 1450 1 005.3 1300110013001100 33 1 1 1 n R d mm Chọn bán kính: d1=160 mm Kiểm tra vận tốc đai theo điều kiện: )3025( 1000.60 11ndV m/s 15,12 1000.60 1450.160. m/s 3. Đường kính bánh đai lớn d2: 5,478160 480 1450 01.011 12 udd (mm) Chọn d2=500 mm. - Số vòng quay thực n’2 của bánh bị dẫn: 459 500 160 145001,011' 2 1 12 d d nn (vòng/phút) - Sai số về số vòng quay: %4,4 480 459480 n Sai số n nằm trong khoảng cho phép %53 , do đó không cần phải tra lại d1 và d2. 4. Xác định khoảng trục a và chiều dài đai L: - Chiều dài tối thiểu: )(405005,4 3 15,12 53 mmm V LMin Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 2 - Khoảng cách trục: 2 12 2 2121 2 224 1 dd dd L dd La 2 2 1605002 2 500160 4050 2 500160 4050 4 1 =1497 mm - Kiểm nghiệm điều kiện: )(1320500160221 mmdda Tuỳ theo cách nối đai, sau khi tính toán xong cần tăng chiều dài đai thêm 100 400 mm. 5. Góc ôm 1 : 0001200 1 167 1497 160500 5718057180 a dd Thoả điều kiện 0 1 120 đối với đai bằng chất dẻo. 6. Chiều dày và chiều rộng đai: - Chiều dày: 4 40 160 4040 1 1 1 d h d h Chọn h=4 25,2 0t N/mm 2 - Chiều rộng b của đai: vbt ccchV RKd b 100 Trong đó: 25,2 0t N/mm 2 cb=1, Kd=1,15 1 0180003,01c = 1-,003(180 0 -167 0 )=0,961 Vậy 30 981,0.961,0.1.25,2.15,12.4 15,1.5,3.100 b mm Chọn b=40 mm 7. Chiều rộng B của bánh đai: Chiều rộng B của bánh đai d ẹt khi mắt bình thường: B = 1,1b+(10 15) = 1,1.40+10 = 54 mm Chọn B=50 mm 8. Lực căng: 45,858 2 167 sin.4.40.8,1.3 2 sin3 2 sin3 0 1 0 1 hFF N Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 3 b. Thiết kế đai thang: 1. Chọn loại đai: Giả sử vận tốc của đai v>5 m/s, có thể dùng đai loại A, O, b (bảng 5.13). Ta có thể tính theo 3 phương án và chọn loại phương án nào có lợi hơn. Tiết diện đai: b O A 2. Định đường kính bánh nhỏ theo (bảng 5-14) lấy d1 (mm) 140 70 140 Kiểm nghiệm vận tốc của đai: 100.60 11dnv (m/s) 10,63 5,3 10,63 v<vmax= (30 35) m/s thoả điều kiện 3. Tính đường kính d2 của bánh đai lớn: 12 1 idd (mm) 494,4 207,2 414,4 - Lấy d2 theo tiêu chuẩn (bảng 5-15) 400 200 400 - Số vòng quay thực n’2 của trục bị dẫn: 2 1 12 1' d d nn (vòng/phút) 497 497 497 - Sai số về số vòng quay so với yêu cầu: 54,30354,0 480 480497' 2 22 n nn n % 3,54 3,54 3,54 Sai số n nằm trong phạm vi cho phép (3 5)%, do đó không cần chọn lại đường kính d2 Tỉ số truyền: 2 1 n n i 2,92 2,92 2,92 4. Chọn sơ bộ khoảng cách trục a theo bảng(5-16) a d2 400 200 200 5. Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục a sơ bộ theo công thức: a dd ddaL 4 )( 2 2 2 12 12 (mm) 1690 845 1690 - Lấy L theo tiêu chuẩn mm (bảng 5-12). 1700 875 1700 - Nếu chiều dài loại đai dưới 1700 mm, trị số tiêu chuẩn là trị số chiều dài trong L0, còn chiều dài L tính toán khoảng cách trục a: L=L0+x. Nên chiều dài L của đai o là: L=850+25=875(mm). - Kiểm nghiệm số vòng chạy u trong 1 giây: L v u 6,3 6,1 6,3 Điều nhỏ hơn umax=10. 6. Xác định chính xác khoảng cách trục a theo chiều dài đai đã lấy theo tiêu chuẩn: 8 822 2 12 2 1212 ddddLddL a 405 216 405 Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 4 - Khoảng cách trục a thoả mãn điều kiện: b O A 2121 255,0 ddahdd Với h tra theo bảng 5-11 10,5 6 8 - Khoảng cách trục nhỏ nhất cần thiết để mắc đai: Laa 015,0min (mm) 308 203 380 - Khoảng cách trục lớn nhất cần thiết để tạo lực căng: Laa 03,0max (mm) 456 242 456 7. Tính góc ôm 1 , công thức: a dd 1200 1 57180 (độ) 143,4 145,7 143,4 Góc ôm 1 thoả điều kiện 0 1 120 8. Xác định số đai Z cần thiết. Chọn ứng suất căng ban đầu 2,10 (N/mm 2 ) và theo trị số d1 tra bảng 5-17 tìm được ứng suất có ích cho phép 0p N/mm 2 1,51 1,45 1,7 - Các hệ số: ct (tra bảng 5-6) 0,9 0,9 0,9 c (tra bảng 5-18) 0,9 0,9 0,9 cv (tra bảng 5-19) 0,93 1,04 0,93 - Số đai tính theo công thức: Fcccv R Z vtp 0 1000 F: tiết diện đai Số đai Z 138 47 81 9. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai: B=(Z-1)t+2s (mm) Với t, s tra bảng 10-3 - Kích thước t (mm) 20 12 16 - Kích thước s (mm) 12,5 8 10 - Vậy chiều rộng bánh đai B 65 148 68 - Đường kính ngoài của bánh đai C (mm) tra bảng 10-3 5 2,5 3,5 - Bánh dẫn: cddn 211 150 75 147 - Bánh bị dẫn: cddn 222 410 205 407 10. Tính lực căng ban đầu s0: Fs 00 (N) 165,6 56,4 97,2 Lực tác dụng lên trục S (N) 2 sin3 10SS 1415 1928 1107 Kết luận: Chọn phương án dùng bộ truyền đai loại A có số đai ít và lực tác dụng lên trục nhỏ. Qua tính toán ta thấy, cùng điều kiện làm viêc, kích thước bộ truyền đai dẹt lớn hơn bộ truyền đai thang. Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 5 Bài tập 12: Hãy thiết kế bộ truyền bánh răng (1-răng trụ răng thẳng, 2-răng trụ răng nghiêng, 3-bánh răng nón răng thẳng). Biết: Thông số Phương án 1 Phương án 2 Phương án 3 Công suất cần truyền (kw) 3,27 4,68 1,40 Số vòng quay trục dẫn (vg/phút) 480 500 600 Số vòng quay trục bị dẫn (vg/phút) 141,2 131,6 166,7 Thời gian làm việc 2 ca/ngày - Năm - Ngày 5 năm 360 ngày 5 năm 360 ngày 5 năm 360 ngày Bài làm PHƯƠNG ÁN 1: A. Bánh răng trụ răng thẳng: Tính theo tải trọng không thay đổi và bộ truyền ăn khớp ngoài. 1. Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ: Thép 50, bánh răng lớn thép 35 đều thường hóa (theo bảng 3-6). Cơ tính của hai loại thép này (bảng 3-8): - Thép 50: 21 620 mm N b ; 21 320 mm N ch ; HB = 200 (Phôi rèn giả thiết đường kính phôi dưới 100mm) - Thép 35: 22 500 mm N b ; 22 260 mm N ch ; HB= 170 (Phôi rèn giả thiết đường kính phôi từ 100-300 mm) 2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép. a.Ứng suất tiếp xúc cho phép. - Số chu kỳ tương đương đương của bánh lớn [công thức (3-3)] Ntđ2= 60un2T= 60.1.141,2.5.360.2.8=24,4.10 7 - Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=Ntđ2.i= 24,4.10 7 .3,4 = 82,95.10 7 Với i= 4,3 2,141 480 2 1 n n Theo bảng 3-9 ta được số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc N0= 10 7 Do Ntđ1>10 7 , Ntđ2>10 7 nên hệ số chu kỳ ứng suất , NK =1 - Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn , 2 .0 NNtx Ktx =2,6.HB= 2,6. 170= 442 2mm N - Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh nhỏ , 1 .0 NNtx Ktx =2,6.HB= 2,6. 200= 520 2mm N Với txN0 tra bảng 3-9 Lấy trị số nhỏ 2tx =442 N/mm 2 để tính b.Ứng suất uốn cho phép Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 6 - Số chu kỳ tương đương của bánh lớn Ntđ2=82,95.10 7 >No=5.10 6 - Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=24,4.10 7 >No=5.10 6 1,,NK . Tính ứng suất uốn theo công thức (3-5) vì bộ truyền làm việc một chiều nK K N u ,, 1)6,14,1( - Giới hạn mỏi uốn thép 50 211 4,260620*42,0*42,0 mm N b - Giới hạn mỏi uốn thép 35 221 210500*42,0*42,0 mm N b Lấy hệ số an toàn n=1,5 (thép rèn); hệ số tập trung ứng suất ở chân răng 8,1K - Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ 21 67,144 8,1.5,1 1.4,260.5,1 mm N u - Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn 22 67,116 8,1.5,1 1.210.5,1 mm N u 3. Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K K= Kt t.Kđ=1,4 4. Chọn hệ số tải trọng bánh răng A 4,0 A b A 5. Xác định khoảng cách trục A theo công thức (3-9) 3 2 2 610.05,1 1 n KN i iA Atx = mm94,149 2,141.4,0 27,3.4,1 4,3.442 10.05,1 14,3 3 2 6 Lấy A=150mm 6. Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng Vận tốc vòng [công thức (3-17)] s m i An v 71,1 14,3.1000.60 480.150.2 11000.60 2 1 Với vận tốc này theo bảng 3-11 có thể chọn cấp chính xác 9. 7. Định chính xác hệ số tải trọng K K=Kt t.Kđ Với Kt t=1 (tải trọng không thay đổi) Kđ=1,45 (bảng 3-13) Ta có K=1,45 Sai số %6,3036,0 4,1 4,145,1 K <5% ít khác với trị số dự đoán nên không cần điều chỉnh lại khoảng cách trục A. Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 7 8. Xác định modun, số răng, chiều rộng bánh răng và xác định chính xác khoảng cách trục A: Mô đun: m=0,01.A=0,01.150=1,5. Trị số mô đun lấy theo tiêu chuẩn (bảng 30-1) - Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ): 45,45 14,35,1 150.2 1 2 1 im A Z Lấy Z1=45 - Số răng bánh lớn: Z2=i.Z1=3.45=153 Lấy Z2=153 - Xác định chính xác khoảng cách trục A A=0,5m(Z1+Z2)=0,5.1,5.(45+153)=148,5mm - Chiều rộng bánh răng b= mmAA 4,595,148.4,0. 9. Kiểm nghiệm lại sức bền uốn của răng - Số răng tương đương Bánh nhỏ: Ztđ1=Z1=45 Bánh lớn: Ztđ2=Z2=153 Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng Bánh nhỏ: y1=0,483 Bánh lớn: y2=0,517 - Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ [công thức (3-33)] 212 2 6 11 2 1 6 1 67,14495,64 4,59.480.45.5,1.483,0 27,3.45,1.10.1,1910.1,19 mm N mm N bnZmy KN u u - Ứng suât uốn tại chân răng bánh lớn [công thức (3-40)] 222 2 1 12 67,11668,60 517,0 483, .95,64 mm N mm N y y uuu 10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột - Ứng suất tiếp xúc cho phép [công thức (3-43)]: Bánh nhỏ: 21 1300520.5,25,2 1 mm N otxNtxqt Bánh lớn: 22 1105442.5,25,2 2 mm N otxNtxqt - Ứng suất uốn cho phép [công thức (3-46)]: Bánh nhỏ: 211 256320.8,0.8,0 mm N chuqt Bánh lớn: 222 208260.8,0.8,0 mm N chuqt - Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc [công thức (3-13) và (3-41)] Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 8 2 36 2 36 36,456 2,141.48 27,3.45,114,3 4,3.5,148 10.05,1 1. 1 . 10.05,1 mm N bn KNi iA Kqttxtxqt - Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số ứng suất cho phép của bánh lớn và bánh nhỏ. - Kiểm nghiệm sức bền uốn [công thức (3-42) ] Bánh nhỏ: 1211 95,64 uqtqtuuqt mm NK Bánh lớn: 2222 68,60 uqtqtuuqt mm NK 11. Các thông số hình học của bộ truyền - Môdun: m=1,5. - Số răng: Z1=45; Z2=153 - Góc ăn khớp: 020 - Đường kính vòng chia (vòng lăn): dc1=d1=mZ1=1,5.45=67,5 mm dc2=d2=mZ2=1,5.153=229,5 mm - Khoảng cách trục A=148,5 mm - Chiều rộng bánh răng b=59,4mm - Đường kính vòng đỉnh De1=dc1+2m =67,5+ 2.1,5=70,5 mm De2=dc2+2m= 229,5+2.1,5=232,5 mm - Đường kính vòng chân Di1=dc1-2m-2c=dc1-2m-2.0,25m=dc1-2,5m=67,5-2,5.1,5=63,75 mm Di2=dc2-2m-2c=dc2-2m-2.0,25m=dc2-2,5m=229,5-2,5.1,5=225,75 mm 12. Tính lực tác dụng lên trục [công thức (3-49)] - Lực vòng: N nd N d M P x 69,1927 480.5,67 27,3.10.55,9.210.55,9.22 6 11 6 1 - Lực hướng tâm: Pr=Ptg = 1927,69.tg20 0 =701,6 N. B. Bánh răng trụ răng nghiêng: Tính theo tải trọng không thay đổi 1.Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ: Thép 45, bánh răng lớn thép 35 đều thường hóa (theo bảng 3-6). Cơ tính của hai loại thép này (bảng 3-8): - Thép 45 21 600 mm N b ; 21 300 mm N ch ; HB = 200 (Phôi rèn giả thiết đường kính phôi dưới 100mm) - Thép 35 22 500 mm N b ; 22 260 mm N ch ; HB= 170 (Phôi rèn giả thiết đường kính phôi từ 100-300 mm) 2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép. a.Ứng suất tiếp xúc cho phép. - Số chu kỳ tương đương đương của bánh lớn [công thức (3-3)] Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 9 Ntđ2= 60un2T= 60.1.141,2.5.360.2.8=24,4.10 7 - Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=Ntđ2.i= 24,4.10 7 .3,4 = 82,95.10 7 Với i= 4,3 2,141 480 2 1 n n Theo bảng 3-9 ta được số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc N0= 10 7 Do Ntđ1>10 7 , Ntđ2>10 7 nên hệ số chu kỳ ứng suất , NK =1 - Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ , 1 .0 NNtx Ktx =2,6.HB= 2,6. 200= 520 2mm N - Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh lớn , 2 .0 NNtx Ktx =2,6.HB= 2,6. 170= 442 2mm N Với txN0 tra bảng 3-9 Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là 22 442 mm N tx b.Ứng suất uốn cho phép - Số chu kỳ tương đương của bánh lớn Ntđ2=82,95.10 7 >No=5.10 6 - Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=24,4.10 7 >No=5.10 6 1,,NK . Tính ứng suất uốn theo công thức (3-5) vì bộ truyền làm việc một chiều nK K N u ,, 1)6,14,1( - Giới hạn mỏi uốn đối với thép 45 211 258600*43,0*43,0 mm N b - Giới hạn mỏi uốn đối với thép 35 21 215500*43,0*43,0 mm N b Lấy hệ số an toàn n=1,5 (thép rèn); hệ số tập trung ứng suất ở chân răng 8,1K - Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ 21 3,143 8,1.5,1 1.258.5,1 mm N u - Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn 22 4,119 8,1.5,1 1.215.5,1 mm N u 3.Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K K= Kt t.Kđ=1,3 4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng Bộ truyền chịu tải trọng trung bình 3,0 A b A 5.Xác định khoảng cách trục A theo công thức (3-10), lấy 25,1 3 2 2 610.05,1 1 n KN i iA Atx mm45,149 2,141.25,1.3,0 27,3.3,1 4,3.442 10.05,1 14,3 3 2 6 Lấy A=150mm Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 10 6. Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng Vận tốc vòng [công thức (3-17)] s m i An v 71,1 14,3.1000.60 480.150.2 11000.60 2 1 Với vận tốc này theo bảng 3-11 có thể chọn cấp chính xác 9. 7.Định chính xác hệ số tải trọng K K=Kt t.Kđ Với Kt t=1 (tải trọng không thay đổi) Kđ=1,2 (bảng 3-14). Giả sử b> sin .5,2 nm Ta có K=1,2 Sai số %7,7036,0 3,1 2,13,1 K <5% khác nhiều sovới trị số dự đoán nên cần điều chỉnh lại khoảng cách trục A mm K K AA sobo sobo 1,146 3,1 2,1 15033 Lấy A=147mm 8.Xác định modun, số răng, chiều rộng bánh răng và xác định chính xác khoảng cách trục A: - Mô đun: mn=(0,01 .0,02)A=(1,47 2,49) mm Trị số mô đun lấy theo tiêu chuẩn (bảng 30-1) Lấy mn=2 mm - Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ): 9,32 14,32 10cos.147.2 1 cos2 0 1 im A Z n Lấy Z1=33 Trong đó )208( Chon 10 - Số răng bánh lớn: Z2=i.Z1=3,4.33=112,2 Lấy Z2=112 - Tính chính xác góc nghiêng công thức (3-28). 99,0 147.2 211233 2 cos 21 A mZZ n 2790 - Xác định chính xác khoảng cách trục A mm mZZ A n 147 279cos.2 211233 cos2 0 21 - Chiều rộng bánh răng b= mmAA 1,44147.3,0. - Chiều rộng bánh răng phải thỏa mãn điều kiện 30 279sin 2.5,2 sin .5,2 1,44 0 nmb Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 11 9.Kiểm nghiệm lại sức bền uốn của răng - Số răng tương đương Bánh nhỏ: Ztđ1= 4,34 279cos 33 cos 033 1Z Lấy Ztđ1=35 Bánh lớn: Ztđ2= 69,116 279cos 112 cos 033 2Z Lấy Ztđ2=117 Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng Bánh nhỏ: y1=0,4635 Bánh lớn: y2=0,517 - Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ [công thức (3-36)] Hệ số )6,14,1(,, Lấy 5,1,, 212 2 6 ,, 11 2 1 6 1 3,1435,38 5,1.1,44.480.33.2.4635,0 27,3.2,1.10.1,1910.1,19 mm N mm N bnZmy KN u n u - Ứng suât uốn tại chân răng bánh lớn [công thức (3-40)] 222 2 1 12 4,11982,36 517,0 4635,0 .07,41 mm N mm N y y uuu 10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột - Ứng suất tiếp xúc cho phép [công thức (3-43)]: Bánh nhỏ: 21 1300520.5,25,2 1 mm N otxNtxqt Bánh lớn: 22 1105442.5,25,2 2 mm N otxNtxqt - Ứng suất uốn cho phép [công thức (3-46)]: Bánh nhỏ: 211 240300.8,0.8,0 mm N chuqt Bánh lớn: 222 208260.8,0.8,0 mm N chuqt - Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc [công thức (3-14) và (3-41)] 2 36 2 , 36 36,435 2,141.1,44.25,1 27,3.2,114,3 4,3.147 10.05,1 1. 1 . 10.05,1 mm N bn KNi iA Kqttxtxqt Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số ứng suất cho phép của bánh lớn và bánh nhỏ. - Kiểm nghiệm sức bền uốn [công thức (3-42) ] Bánh nhỏ: 1211 5,38 uqtqtuuqt mm NK Bánh lớn: 2222 82,36 uqtqtuuqt mm NK 11.Các thông số hình học của bộ truyền - Môdun pháp: mn =2. - Số răng: Z1=33; Z2=112 Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 12 - Góc ăn khớp: 020n - Góc nghiêng 2790 - Đường kính vòng chia (vòng lăn): d1= mm Zmn 9,66 279cos 33.2 cos 0 1 d2= mm Zmn 08,227 279cos 112.2 cos 0 2 - Khoảng cách trục A=147mm - Chiều rộng bánh răng b=44,1 mm - Đường kính vòng đỉnh De1=dc1+2mn =66,9+ 2.2=70,9 mm De2=dc2+2 mn = 227,08+2.2=231,08 mm - Đường kính vòng chân Di1=d1-2 mn -2c=d1-2 mn -2.0,25 mn =d1-2,5 mn =66,9-2,5.2=61,9 mm Di2=d2-2 mn -2c=d2-2 mn -2.0,25 mn =dc2-2,5 mn =227,08-2,5.2=222,08 mm 12. Tính lực tác dụng lên trục [công thức (3-49)] - Đối với bánh nhỏ: Lực vòng: N nd N d M P x 1945 480.9,66 27,3.10.55,9.210.55,9.22 6 11 6 1 Lực hướng tâm: Pr1= N tgtgP n 45,717 cos 20.1945 cos 1 Lực dọc trục: Pa1=P1tg =1945tg9 0 27=323,74N - Đối với bánh lớn Lực vòng: P1=P2=1945N Lực hướng tâm: Pr2=Pa1=323,74N Lực dọc trục: Pa2=Pr1=717,45N C.Bánh răng nón răng thẳng: 1.Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ: Thép 50, bánh răng lớn: thép đúc 45 đều thường hóa (theo bảng 3-6). Cơ tính của hai loại thép này (bảng 3-8): - Thép 50: 21 620 mm N b ; 21 320 mm N ch ; HB = 210 (Phôi rèn giả thiết đường kính phôi dưới 100mm) - Thép đúc 45: 22 550 mm N b ; 22 320 mm N ch ; HB= 170 (Phôi đúc giả thiết đường kính phôi từ 100-300 mm) 2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép. a.Ứng suất tiếp xúc cho phép. - Số chu kỳ tương đương đương của bánh lớn [công thức (3-3)] Ntđ2= 60un2T= 60.1.141,2.5.360.2.8=24,4.10 7 - Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=Ntđ2.i= 24,4.10 7 .3,4 = 82,95.10 7 Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 13 Với i= 4,3 2,141 480 2 1 n n Theo bảng 3-9 ta được số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc N0= 10 7 Do Ntđ1>10 7 , Ntđ2>10 7 nên hệ số chu kỳ ứng suất , NK =1 - Ứng suất cho phép của bánh nhỏ , 1 .0 NNtx Ktx =2,6.HB= 2,6. 210= 546 2mm N - Ứng suất tiếp xúc cho bánh lớn , 2 .0 NNtx Ktx =2,6.HB= 2,6. 170= 442 2mm N Với txN0 tra bảng 3-9 Lấy trị số nhỏ 22 442 mm N tx để tính toán b.Ứng suất uốn cho phép - Số chu kỳ tương đương của bánh lớn Ntđ2=82,95.10 7 >No=5.10 6 - Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=24,4.10 7 >No=5.10 6 1,,NK . - Tính ứng suất uốn theo công thức (3-5) vì bộ truyền làm việc một chiều nK K N u ,, 1)6,14,1( - Giới hạn mỏi uốn đối với thép 50 211 6,266620*43,0*43,0 mm N b - Giới hạn mỏi uốn đối với thép đúc 45 221 5,236550*43,0*43,0 mm N b Lấy hệ số an toàn của bánh răng nhỏ n=1,5 (thép rèn) và của bánh răng lớn (thép đúc) n=1,8; hệ số tập trung ứng suất ở chân răng 8,1K - Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ 21 1,148 8,1.5,1 1.6,266.5,1 mm N u - Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn 22 49,109 8,1.8,1 1.5,236.5,1 mm N u 3.Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K K= Kt t.Kđ=1,4 4.Chọn hệ số tải trọng bánh răng L 3,0 L b L 5.Tính chiều dài nón theo [công thức (3-11)] mm n KN i iL LtxL 4,156 2,141.3,0.85,0 27,3.4,1 442.4,3.3,0.5,01 10.05,1 14,3 85,0.5,01 10.05,1 1 3 2 6 2 3 2 2 6 2 Lấy L=157mm Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 14 6. Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng Vận tốc vòng [công thức (3-18)] s m i nL v L 89,1 .14,31000.60 480.3,0.5,01.157.2 .11000.60 5,012 22 1 Với vận tốc này theo bảng 3-11 có thể chọn cấp chính xác 9. 7.Định chính xác hệ số tải trọng K K=Kt t.Kđ Với Kt t=1 (tải trọng không thay đổi) Kđ=1,45 (bảng 3-13) Ta có K=1,45 Sai số %6,3036,0 4,1 4,145,1 K <5% ít khác với trị số dự đoán nên không cần điều chỉnh lại chiều dài nón L. 8.Xác định môdun, số răng, chiều dài răng và xác định chính xác chiều dài nón L: - Mô đun: ms=(0,02 0,03)L=(0,02 0,03)157=(3,14 4,71) Lấy ms=4 Trị số mô đun lấy theo tiêu chuẩn (bảng 30-1) - Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ): 15,22 14,3.4 157.2 1 2 22 1 im L Z s Lấy Z1=23 - Số răng bánh lớn: Z2=i.Z1=3,4.23=78,2 Lấy Z2=78 - Xác định chính xác khoảng cách trục L công thức trong bảng (3-5) L=0,5ms 2 2 2 1 ZZ =0,5.4. 22 7823 =162,64mm - Chiều dài răng b= mmLL 792,4864,162.3,0. Lấy b=49mm - Môdun trung bình: mm L bL mm stb 4,3 64,162 49.5,064,162 4 5,0 9.Kiểm nghiệm lại sức bền uốn của răng - Góc mặt nón lăn bánh nhỏ tính theo công thức trong bảng 3-5 tg 1 = 294,0 4,3 11 i /0 1 2316 - Số răng tương đương bánh nhỏ [công thức (3-3)] Ztd1= 97,23 2316cos 23 cos ,01 1Z Lấy Ztd1=24 - Góc mặt nón lăn bánh lớn (bảng 3-5) tg 4,32 i '0 2 3673 Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 15 - Số răng tương đương bánh lớn Ztd2= 26,276 3673cos 78 cos '02 2Z Lấy Ztd2=276 - Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng Bánh nhỏ: y1=0,4216 Bánh lớn: y2=0,517 - Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ [công thức (3-35)] 212 2 6 11 2 1 6 1 1,14841,40 49.480.23.4,3.4216,0.85,0 27,3.45,1.10.1,19 .85,0 10.1,19 mm N mm N bnZmy KN u tb u - Ứng suât uốn tại chân răng bánh lớn [công thức (3-40)] 222 2 1 12 49,10995,32 517,0 4216,0 .41,40 mm N mm N y y uuu 10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột - Ứng suất tiếp xúc cho phép [công thức (3-43)]: Bánh nhỏ: 21 1365546.5,25,2 1 mm N otxNtxqt Bánh lớn: 22 1105442.5,25,2 2 mm N otxNtxqt - Ứng suất uốn cho phép [công thức (3-46)]: Bánh nhỏ: 211 256320.8,0.8,0 mm N chuqt Bánh lớn: 222 256320.8,0.8,0 mm N chuqt - Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc [công thức (3-15) và (3-41)] 2 2326 2 2326 5,423 2,141.49.85,0 27,3.45,114,3 4,349.5,064,162 10.05,1 1. 85,0 1 5,0 10.05,1 mm N bn KNi ibL Kqttxtxqt Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số ứng suất cho phép của bánh lớn và bánh nhỏ. - Kiểm nghiệm sức bền uốn [công thức (3-42) ] Bánh nhỏ: 1211 41,40 uqtqtuuqt mm NK Bánh lớn: 2222 95,32 uqtqtuuqt mm NK 11.Các thông số hình học của bộ truyền - Môdun: ms=4. - Số răng: Z1=23; Z2=78 - Góc mặt nón lăn: ,0 1 2316 ; ,0 2 3673 - Góc ăn khớp: 020 - Đường kính vòng chia (vòng lăn): d1=msZ1=4.23=92 mm d2=msZ2=4.78=312 mm Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 16 - Chiều dài nón L=162,64 mm - Chiều dài răng b=49 mm - Đường kính vòng đỉnh De1=ms(Z1+2cos 1 ) =4(23+2.cos16 0 23 , )=99,68 mm De2= ms(Z2+2cos 2 ) = 4(78+2.cos73 0 36 , )=314,26 mm 12. Tính lực tác dụng [công thức (3-51)] Đối với bánh nhỏ: - Lực vòng: N nZm N Zm M d M P tbtb x tb x 92,1663 480.23.4,3 27,3.10.55,9.210.55,9.222 6 11 6 1 1 1 1 1 - Lực hướng tâm: Pr1=P1tg cos 1 = 1663,92.tg20 0 cos16 0 23 =581,03 N. - Lực dọc trục: Pa1=P1tg sin 1 =1663,92tg20 0 sin16 16 23=170,82N Đối với bánh lớn - Lực vòng: P1=P2=1663,92N - Lực hướng tâm:Pr2=Pa1=170,82N - Lực dọc trục: Pa2=Pr1=581,03N Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 17 Bài tập 13: Hãy thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng với các thông số sau: Thông số Phương án 1 Phương án 2 Phương án 3 Công suất cần truyền (kw) 3,16 4,51 1,13 Số vòng quay trục dẫn (vg/phút) 141,2 131,6 166,3 Số vòng quay trục bị dẫn (vg/phút) 50,4 45,4 64,1 Thời gian làm việc 2 ca/ngày - Năm - Ngày 5 năm 360 ngày 5 năm 360 ngày 5 năm 360 ngày Bài làm PHƯƠNG ÁN 1: Tính theo tải trọng không thay đổi 1.Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ: Thép 45, bánh răng lớn thép 35 đều thường hóa (theo bảng 3-6). Cơ tính của hai loại thép này (bảng 3-8): - Thép 50: 21 600 mm N b ; 21 300 mm N ch ; HB = 210 (Phôi rèn giả thiết đường kính phôi dưới 100mm) - Thép 35: 22 500 mm N b ; 22 260 mm N ch ; HB= 180 (Phôi rèn giả thiết đường kính phôi từ 100-300 mm) 2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép. a.Ứng suất tiếp xúc cho phép: - Số chu kỳ tương đương đương của bánh lớn [công thức (3-3)] Ntđ2= 60un2T= 5.360.8.69.50,4.2=8,709.10 7 - Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=Ntđ2.i= 2,8.8,709.10 7 =24,39.10 7 Với i= 8,2 4,50 2,141 2 1 n n Theo bảng 3-9 ta được số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc N0= 10 7 Do Ntđ1>10 7 , Ntđ2>10 7 nên hệ số chu kỳ ứng suất K’N=1 - Ứng suất cho phép của bánh lớn , 2 .0 NNtx Ktx =2,6.HB= 2,6. 180= 468 2mm N - Ứng suất tiếp xúc cho bánh nhỏ , 1 .0 NNtx Ktx =2,6.HB= 2,6. 210= 546 2mm N Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 18 Với txN0 tra bảng (3-9) Lấy trị số nhỏ 2tx =468 N/mm 2 để tính. b.Ứng suất uốn cho phép: - Số chu kỳ tương đương của bánh lớn Ntđ2=8,709.10 7 >No=5.10 6 - Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=24,39.10 7 >No=5.10 6 1,,NK . - Tính ứng suất uốn theo công thức (3-5) vì bộ truyền làm việc một chiều nK K N u ,, 1)6,14,1( - Giới hạn mỏi uốn thép 45 21 252600*42,0*42,0 mm N b - Giới hạn mỏi uốn thép 35 21 210500*42,0*42,0 mm N b Lấy hệ số an toàn n=1,5 (thép rèn); hệ số tập trung ứng suất ở chân răng 8,1K - Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ 21 67,130 8,1.5,1 1.252.4,1 mm N u - Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn 22 89,108 8,1.5,1 1.210.4,1 mm N u 3.Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K K= Kt t.Kđ=1,3 4.Chọn hệ số tải trọng bánh răng A 4,0 A b A 5.Xác định khoảng cách trục A theo công thức (3-9) 3 2 2 610.05,1 1 n KN i iA Atx mm193 4,50.4,0 16,3.3,1 8,2.468 10.05,1 18,2 3 2 6 Lấy A=193mm 6. Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: Vận tốc vòng [công thức (3-17)] s m i An v 75,0 18,2.1000.60 2,141.193.2 11000.60 2 1 Với vận tốc này theo bảng 3-11 có thể chọn cấp chính xác 9. 7.Định chính xác hệ số tải trọng K K=Kt t.Kđ Với Kt t=1 (tải trọng không thay đổi) Kđ=1,1 (bảng 3-13) Ta có K=1,1 Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 19 Sai số %1515,0 3,1 1,13,1 K >5% khác với trị số dự đoán nên cần điều chỉnh lại khoảng cách trục A mm K K AA sb sb 5,182 3,1 1,1 19333 8.Xác định modun, số răng, chiều rộng bánh răng và xác định chính xác khoảng cách trục A: - Môđun: m=(0,01 0,02).A=(0,01 0,02).182,5=(1,825 3,65)mm Trị số mô đun lấy theo tiêu chuẩn (bảng 30-1), m=2,5mm - Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ): 4,38 18,25,12 5,182.2 1 2 1 im A Z Lấy Z1=39 - Số răng bánh lớn: Z2=i.Z1=3.39=109,2 Lấy Z2=110 - Xác định chính xác khoảng cách trục A: A=0,5m(Z1+Z2)=0,5(39+110)2,5=186,25mm - Chiều rộng bánh răng: b= mmAA 5,7425,186.4,0. 9.Kiểm nghiệm lại sức bền uốn của răng - Số răng tương đương Bánh nhỏ: Ztđ1=Z1=39 Bánh lớn: Ztđ2=Z2=110 - Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng Bánh nhỏ: y1=0,471 Bánh lớn: y2=0,517 - Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ [công thức (3-33)] 22 6 1 2 1 6 1 97,54 5,74.2,141.39.)5,2.(471,0 16,3.1,1.10.1,1910.1,19 mm N nbZmy KN u 2 11 /47,130 mmNuu - Ứng suât uốn tại chân răng bánh lớn [công thức (3-40)] 2 2 1 12 08,50 517,0 471,0 .97,54 mm N y y uu 2 22 /89,108 mmNuu 10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột - Ứng suất tiếp xúc cho phép [công thức (3-43)]: Bánh nhỏ: 21 1365210.6,2.5,25,2 1 mm N otxNtxqt Bánh lớn: 22 1170180.6,2.5,25,2 2 mm N otxNtxqt - Ứng suất uốn cho phép [công thức (3-46)]: Bánh nhỏ: 211 240300.8,0.8,0 mm N chuqt Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 20 Bánh lớn: 222 208260.8,0.8,0 mm N chuqt - Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc [công thức (3-13) và (3-41)] 2 36 2 36 79,453 4,50.5,74 1.16,3.1,1.8,3 8,2.25,186 10.05,1 1. 1 . 10.05,1 mm N bn KNi iA K qttxtxqt Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số ứng suất cho phép của bánh lớn và bánh nhỏ - Kiểm nghiệm sức bền uốn [công thức (3-42) ] Bánh nhỏ: 1211 67,130 uqtqtuuqt mm NK Bánh lớn: 2222 89,108 uqtqtuuqt mm NK 11.Các thông số hình học của bộ truyền - Môdun: m=2,5. - Số răng: Z1=39; Z2=110 - Góc ăn khớp: 020 - Đường kính vòng chia (vòng lăn): dc1=d1=mZ1=2,5.39=97,5 mm dc2=d2=mZ2=2,5.110=275 mm - Khoảng cách trục A=186,25 mm - Chiều rộng bánh răng b=74,5 mm - Đường kính vòng đỉnh: De1=dc1+2m =97,5+2.2,5=102,5 mm De2=dc2+2m= 275+2.2,5=280 mm - Đường kính vòng chân: Di1=dc1-2m-2c=dc1-2m-2.0,25m=dc1-2,5m=97,5-0,25.2,5=91,25 mm Di2=dc2-2m-2c=dc2-2m-2.0,25m=dc2-2,5m=275-0,25.2,5=268,75 mm 12. Tính lực tác dụng lên trục [công thức (3-49)] - Lực vòng: N nd N d M P x 1,4384 2,141.5,97 16,3.10.55,9.210.55,9.22 6 11 6 1 - Lực hướng tâm: Pr=Ptg = 4384,1.tg20 0 =1595,68 N. Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 21 Bài 14: Hãy thiết kế bộ truyền động trục vít – bánh vít với các thông số sau: Thông số Phương án 1 Phương án 2 Phương án 3 Công suất cần truyền (kw) 3.5 5 1.5 Số vòng quay trục dẫn (vg/phút) 480 450 400 Số vòng quay trục bị dẫn (vg/phút) 21,82 22,5 16,67 Thời gian làm việc 2ca/ngày - Năm - Ngày/năm 5 năm 360 ngày 5 năm 360 ngày 5 năm 360 ngày Giải PHƯƠNG ÁN 1: 1. Giả thiết vận tốc trượt trung bình vt=2 5, vành bánh vít được chế tạo bằng đồng thanh nhôm sắt bpA k 9-4; trục vít được chế tạo bằng thép 45 tôi cải thiện có HRC < 45. 2. Định ứng suất cho phép của răng bánh vít theo bảng 4-4: 2 0 /92 mmNu ; 2/160 mmNtx (Theo bảng 4-5 do đồng thanh có độ cứng cao 300bk N/mm 2 , ứng suất chọn theo điều kiện tránh dính và trong trường hợp này trị số ứng suất tiếp xúc không phụ thuộc vào số chu kì ứng suất). Số chu kì làm việc: N = 21,82.2.8.60.5.360=3,78.10 7 635,0 10.78,3 1010 " 8 7 6 8 6 N K Từ [bảng 4-4] tra trị số ứng suất uốn cho phép rồi nhân với các trị số K”N tương ứng, ta có: 2 0 /42,58365,0.92 mmNu 3. Tỉ số truyền i và chọn số mối ren trục vít và số ren bánh vít: 22 82,21 480 i - Chọn số mối ren trục vít Z1=2, Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 22 - Số răng bánh vít 4422.212 iZZ - Tính lại tỉ số truyền: 22 2 44 1 2 Z Z i - Số vòng quay thực trong một phút của bánh vít: phvg i n n t /82,21 22 4801 2 4. Chọn sơ bộ trị số hiệu suất và hệ số tải trọng K: Với Z1=2 chọn 8,0 Công suất trên bánh vít: W8,25,3.8,0. 12 KNN Định sơ bộ K=1,1 (giả thiết v2 < 3 m/s) 5. Định m và q: Theo công thức 4-9: 16,18 82,21 8,2.1,1 44.160 10.45,110.45,1 3 2 6 3 2 2 2 2 6 3 ttx n KN Z qm Chọn m=10, q=8 có 3 qm =20. 6. Kiểm nghiệm vận tốc trượt, hiệu suất và hệ số tải trọng: - Vận tốc trượt [công thức (4-11)]: smqt nm vt /073,282 19100 480.10 19100 . 2222 Để tính hiệu suất ,theo bảng 4-8 lấy hệ số ma sát f= 0,035; do đó =2. Với Z1=2 và q=8 theo bảng 4-7 tìm được góc vít "10'02140 - Hiệu suất [công thức (4-12) ]: 835,0 "10'214 "10'214 96,0 ' 98,096,0 0 0 tg tg tg tg Trị số hiệu suất tìm được không chênh lệch nhiều so với dự đoán nên không cần phải tính lại công suất trên bánh vít N2. - Vận tốc vòng của bánh vít [công thức (4-15) ]: sm nmZnd v /5,0 100.60 82,21.44.10. 1000.60 . 1000.60 2222 2 Vì tải trọng không thay đổi và như giả thiết ở trên v2<3 m/s, do đó: K=Kt t.Kđ=1.1,1=1,1 Phù hợp với dự đoán, vì v2<2 m/s có thể chế tạo với cáp chính xác 9. 7. Kiểm nghiệm ứng suất uốn của bánh vít [công thức (4-16)]: - Số răng tương đương của bánh vít: 19,48 "10'214cos 44 cos 033 2ZZtd Chọn Ztđ=48. - Hệ số dạng răng [bảng (3-18)]: y=0,487 2 3 6 22 2 6 /35,12 82,21.8.487,0.44.10 8,2.1,110.15 . 10.15 mmN yqnZm KN u uu Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 23 8. Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền [bảng 4-3]: - Modun: m=10mm - Số mối ren trục vít: Z1=2 - Số mối ren bánh vít: Z2=44 - Hệ số đường kính: q=8 - Góc ăn khớp: 020 - Góc vít: "10'2140 - Hệ số chiều cao răng: f0=1 - Hệ số chiều cao đầu răng: h’=10 - Bước ren trục vít: t=31,4 mm - Bước xoắn ốc của ren trục vít: s=63,8 mm - Khoảng cách trục: A=0,5m(q+Z2)=0,5.10(8+44)=260 mm. - Đường kính vòng chia (vòng lăn) trục vít: dc1=d1=8.10=80 mm - Đường kính vòng đỉnh trục vít: De1=dc1+2f0m=80+2.1.10=100 mm - Đường kính vòng chân ren trục vít: Dil=dc1-2f0m-2c0m=80.2.1.10-2.0,25.10=55 mm - Chiều dài phần có ren của trục vít: L (11+0,06Z2)m=(11+0,06.44).10=136,4 mm - Vì trục vít được mài cho nên tăng chiều dài L lên 35 40 , lấy: L=136,4+35=171,4 mm - Để trách mất cân bằng cho trục vít, chọn chiều dài L bằng một số nguyên lần bước dọc. Vì: 46,5 10. 4,171 .m L t L X a Lấy X=6, định chính xác: L=6. .10=188,5 mm - Đường kính vòng chia của bánh vít: dc2=d2=44.10=440 mm - Đường kính vòng đỉnh của bánh vít: De2=(Z2+2f0)m=(44+2)10=460 mm - Đường kính ngoài của bánh vít: Dn=De2+1,5m=460+1,5.10=475 mm 9. Lực tác dụng: - Lực vòng P1 trên trục vít bằng lực dọc trục Pa2 trên bánh vít [công thức(4-23)]: 9,1740 480.80 5,3.10.55,9.22 6 1 1 21 d M PP a N - Lực vòng P2 trên bánh vít bàng lực dọc trục Pa1 trên trục vít [Công thức (4-24)]: 5814 82,21.440 5,3.835,0.10.55,9.22 6 2 2 12 d M PP a N Với M2= 1.iM - Lực hướng tâm Pr1 trên trục vít bằng lực hướng tâm Pr2 trên bánh vít [công thức (4-25)]: 211620.5814 0221 tgtgPPP rr N Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 24 Bài tập 15: Hãy thiết kế bộ truyền động xích với bộ truyền nằm ngang, bôi trơn định kỳ, trục đĩa xích không điều chỉnh được. Thông số Phương án 1 Phương án 2 Phương án 3 Công suất cần truyền (kw) 3,27 4,68 1,40 Số vòng quay trục dẫn (vg/phút) 480 500 600 Số vòng quay trục bị dẫn (vg/phút) 141,2 131,6 166,7 Thời gian làm việc 2 ca/ngày - Năm - Ngày 5 năm 360 ngày 5 năm 360 ngày 5 năm 360 ngày Giải PHƯƠNG ÁN 1: 1. Chọn loại xích: Chọn xích con lăn vì rẻ hơn xích răng, và không yêu cầu bộ truyền phải làm việc phải làm việc êm, không ồn. 2. Định số răng đĩa xích Theo bảng 6-3 với tỉ số truyền 4,3 2,141 480 2 1 n n i chọn số răng đĩa dẫn Z1=23. Số răng đĩa bị dẫn: Z2= iZ1= 3,4.23= 78,2 Lấy Z2=79 3. Định bước xích t Tính hệ số điều kiện sử dụng [công thức (6-6)] k=kđkAkokđckbkc Trong đó: kđ=1 - tải trọng êm kA=1- chọn khoảng cách trục A= (30 50)t ko=1- đường nối 2 tâm đĩa xích làm đường nằm ngang một góc nhỏ hơn 60 0 . kđc=1,25- trục không điều chỉnh được và cũng không có đĩa con lăn căng xích. kb=1,5 -bôi trơn gián đoạn (định kỳ). kc=1,25- bộ truyền làm việc 2 ca. k=1.1.1.1,25.1,5.1,25= 2,344 - Hệ số răng đĩa dẫn: 087,1 23 2525 11 01 ZZ Z kZ - Hệ số vòng quay đĩa dẫn: 25,1 480 600 1 01 n n kn (lấy n01=600 vòng/phút) - Công suất tính toán của bộ truyền xích [công thức (6-7)] Nt= k kZ kn N= 2,344.1,087.1,25.3,27= 10,415 kW Tra bảng 6-4 với no1=600 vòng/phút, xích ống con lăn 1 dãy có bước xích t=19,05mm, diện tích bản lề xích F=105,8mm2, có công suất cho phép N =11,8kW. Với loại xích này theo bảng 6-1 tìm được kích thước chủ yếu của xích, tải trọng phá hỏng Q=25000N, khối lượng 1 mét xích q=1,52 kg. Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 25 Kiểm nghiệm số vòng quay của đĩa xích theo điều kiện (6-9). Theo bảng (6-5) với t=19,05mm và số răng đĩa dẫn Z1= 23, số vòng quay giới hạn ngh của đĩa dẫn có thể lớn hơn 1500 vòng/phút, như vậy điều kiện (6-9) được thõa mãn (n1=480 vòng/phút) 4. Định khoảng cách trục A và số mắc xích X: Theo công thức (6-13) A= (30 50)t Lấy A=40t= 40.19,05=762mm - Tính số mắc xích theo [công thức (6-4)] 99,132 762 05,19 2 2379 05,19 762.2 2 7923 2 2 2 22 1221 A tZZ t AZZ X Lấy X=134 - Kiểm nghiệm số lần va đập u của bản lề xích trong 1 giây 49,5 134.15 480.23 15 4 11 X nZ L v u Theo [bảng 6-7], số lần va đập cho phép 35u nên điều kiện uu được thõa mãn. - Tính chính xác khoảng cách trục A theo số mắc xích đã chọn [công thức (6-3)] mm ZZZZ X ZZ X t A 41,791 2 2379 8 2 7923 136 2 7923 136 4 05,19 2 8 224 22 2 12 2 2121 Lấy A=792 mm Để đảm bảo độ võng bình thường, tránh cho xích khỏi bị căng quá, giảm khoảng cách trục A một khoảng AA )004,0002,0( .Chọn 376,2792.003,0.003,0 AA Cuối cùng lấy A=790 mm 5. Tính đường kính vòng chia của đĩa xích [công thức (6-1)] - Đĩa dẫn: mm Z t dc 9,139 23 180 sin 05,19 180 sin 1 1 Lấy dc= 140 mm - Đĩa bị dẫn: mm Z t dc 2,479 79 180 sin 05,19 180 sin 2 2 Lấy dc2= 479 mm 6. Tính lực tác dụng lên trục: N tnZ Nk PkR tt 1073 480.05,19.23 27,3.15,110.610.6 7 11 7 Trong đó: kt=1,15 – bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng 1 góc nhỏ hơn 40 0 so với đường nằm ngang. Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 26 Bài tập 16: Dựa vào kết quả của bài tập 12 và 13, tính toán trục và chọn ổ lăn cho các trục (từ BT12: PA 1-1; PA 2-2; PA 3-3). Giải Số liệu: - Các lực tác dụng lên bánh 12 + Lực vòng P12=1927,69 N + Lực hướng tâm Pr12= 701,6 N - Các lực tác dụng lên bánh 13 + Lực vòng P13= 4384,1 N + Lực hướng tâm Pr13=1595,68 N - Chọn công suất tính toán N=3,16 kW - Số vòng quay n=141,2 vòng /phút - Chiều rộng bánh 12 là 59,4 mm. - Chiều rộng bánh 13 là 74,5 mm. 1. Chọn vật liệu: Dùng thép 45. 2. Tính sức bền trục: a. Tính sơ bộ trục: Theo công thức (7-2) : 8,33 2,141 16,3 12033 n N Cd C=130 110; lấy C= 120. Trị số đường kính chổ lắp ổ cần lấy tăng sao cho con số hàng đơn vị là số 0 hoặc 5 nên ta lấy d= 35 mm. Theo tiêu chuẩn ổ bi đỡ một dãy lấy chiều rộng ổ là 14. b. Tính gần đúng: Để tính các kích thước chiều dài của trục có thể tham khảo hình 7-3, [bảng 7-1]. Ta chọn các kích thước sau: - Khoảng cách từ mặt cạnh bánh răng đến thành trong của hộp bằng 12 mm. - Khoảng cách giữa các bánh răng bằng 12 mm. - Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp bằng 10 mm. Tổng hộp các kích thước ở trên, ta tìm được chiều dài các đoạn trục cần thiết: a=58,7 mm; b= 78,95 mm; c= 66,25 mm; Vẽ sơ đồ phân tích lực lên bánh răng: Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 27 RBY RBX Pr13 P13 Pr12 MX Mux Muy P12 RAYRAX cba + Xác định phản lực ở hai gối tựa C và D. Do lực hướng tâm Pr12 và Pr13 gây ra. - Phương trình cân bằng môment tại điểm A: MA(Y)= RBY(a+b+c)+ Pr13(a+b)- Pr12a=0 N cba aPbaP R rrBY 24,875 25,6695,787,58 7,58.6,701)5,787,58(6,1595)( 1213 Do RBY có giá trị âm nên có chiều ngược lại với hình vẽ. - Phương trình cân bằng lực RAY= Pr12-RBY-Pr13= 701,6+ 875,24- 1595,68= -18,84 N Do RAY có giá trịam nên có chiều ngược với chiều hình vẽ. Do lực vòng P2, P3 gây ra. - Phương trình cân bằng môment tại điểm A: MA(X)= RBX(a+b+c)- P13(a+b)- P12.a=0 N cba aPP RBX 3515 25,6695,787,58 7,58.69,19 7),,(1,4384)( 1213 - Phương trình cân bằng lực: RAX= P12+ P13- RBX= 1927,69+ 4384,1- 3515,69=2797 N - Moment xoắn: Nmm n N M X 213725 2,141 16,3.10.55,910.55,9 66 NmmMMM uYuXIIu 1641881106164184 2222 )( Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 28 NmmMMM uYuXIIIIu 23997957985232869 2222 )( NmmMMM XIIuIItđ 247419213725.75,016418875,0 2222 )()( NmmMMM XIIIIuIIIItd 303066213725.75,023997975,0 2222 )()( Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm theo công thức (7-3): - Đường kính trục ở tiết diện I-I: 3 4 )( 1 )1(1,0 IItđM d Tỉ số 00 d d vì trục không khoét lổ. Theo bảng 7-2 với vật liệu của trục bằng thép 45 có ứng suất cho phép 250 mm N , giới hạn bền 2600 mm N b . mmd 7,36 50.1,0 247419 3 1 Lấy d1= 40 mm vì trục có làm rãnh then. - Đường kính trục ở tiết diện II-II: mmd 28,39 50.1,0 303066 3 2 Vì trục có làm rãnh then nên lấy d2= 42 mm. + Tính chính xác trục: Chọn then để lắp bánh răng 12 với trục: Chọn then bằng theo TCVN 150-64 [bảng 7-23]: b=12; h=8; t=4,5; t1 =3,6; k=4,4; bánh răng 12 lắp với trục với đường kính 40mm theo kiểu lắp 1C A . - Kiểm nghiệm ở tiết diện I-I theo công thức (7-5) n nn nn n 22 Trong công thức : ma k n 0 1 ma k n 0 1 Theo đề ra trục quay 1chiều nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng: 2minmax 8,29 5510 164188 mm N W Mu a 0m ; W=5510 mm 3 - Ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kỳ mạch động: 2 0 1,9 11790.2 213725 22 mm N W M xMax ma Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 29 W0= 11790 mm 3 b)5,04,0(1 Chọn 21 270600.45,045,0 mm N b b3,02,01 Chọn 21 150600.25,025,0 mm N b Hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi và đối với thép cacbon trung bình 1,0 và 05,0 . Hệ số tăng bền 1 . Tính hệ số ,,,kk . Theo bảng 7-4 chon được 85,0 ; 73,0 ; tập trung ứng suất do rãnh then bảng 7-8 63,1k ; 5,1k ; Tỷ số 92,1 85,0 63,1k 05,2 73,0 5,1k Tập trung ứng suất do căng, với kiểu C1, áp suất trên bề mặt lớn hơn 30 2mm N , tra bảng 7-10 ta có: 7,2 k 02,217,26,0116,01 kk 36,3 0.05,08,29.7,2 2701 ma k n 59,5 1.9.05,01,9.7,2 1501 ma k n 93,2 99,536,3 99,5.36,3 22 n > n Hệ số an toàn cho phép thừơng lấy 5,25,1n . Kiểm nghiệm then: Đường kính trục lắp then: 40 mm, kích thước then b=12; h= 8; t=4,5; t1= 3,6; k=4,2; lấy chiều dài làm việc của then l=1,5.0,8.d=1,5.0,8.40= 48 mm. - Kiểm nghiệm về sức bền dập: 26,50 48.4,4.40 213725.22 mm N dkl M x d - Ứng suất dập cho phép bảng 7-20 2100 mm N d - Kiểm nghiệm về sức bền cắt: 255,18 48.12.40 203725.22 mm N dbl M x c Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 30 - Ứng suất cắt cho phép bảng 7-21 2120 mm N c + Chọn then để lắp bánh răng 13 với trục: Chọn then bằng theo TCVN 150-64 [bảng 7-23]: b=12; h=8; t=4,5; t1 =3,6; k=4,4; bánh răng 13 lắp với trục với đường kính 42mm theo kiểu lắp 1C A . - Kiểm nghiệm ở tiết diện II-II theo [công thức (7-5)]: n nn nn n 22 Trong công thức : ma k n 0 1 ma k n 0 1 Theo đề ra trục quay 1chiều nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng: 2minmax 5,25 6450 164188 mm N W M u a 0m ; W=6450 mm 3 - Ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kỳ mạch động: 2 0 8,7 13720.2 213725 22 mm N W M xMax ma W0= 13720 mm 3 b)5,04,0(1 Chọn 21 270600.45,045,0 mm N b b3,02,01 Chọn 21 150600.25,025,0 mm N b Hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi và đối với thép cacbon trung bình 1,0 và 05,0 . Hệ số tăng bền 1 Tính hệ số ,,,kk Theo bảng 7-4 chọn được 83,0 ; 71,0 ; tập trung ứng suất do rãnh then [bảng 7-8] 63,1k ; 5,1k . Tỷ số 96,1 83,0 63,1k 1,2 71,0 5,1k Tập trung ứng suất do căng, với kiểu C1, áp suất trên bề mặt lớn hơn 30 2mm N , tra bảng 7-10 ta có: 76,2 k Bài tập cơ sở thiết kế máy Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 31 056,2176,26,0116,01 kk 84,3 0.05,05,25.76,2 2701 ma k n 84,6 8,7.05,08,7.1,2 1501 ma k n 35,3 84,684,3 84,6.84,3 22 n > n Hệ số an toàn cho phép thừơng lấy 5,25,1n Kiểm nghiệm then Đường kính trục lắp then: 42 mm, kích thước then b=12; h= 8; t=4,5; t1= 3,6; k=4,2; lấy chiều dài làm việc của then l=1,5.0,8.d=1,5.0,8.42= 50 - Kiểm nghiệm về sức bền dập: 23,46 50.4,4.42 213725.22 mm N dkl M x d - Ứng suất dập cho phép bảng [7-20]: 2100 mm N d - Kiểm nghiệm về sức bền cắt: 217 50.12.42 203725.22 mm N dbl M x c - Ứng suất cắt cho phép bảng 7-21 287 mm N c Đường kính ngõng trục lắp ổ lăn là 35mm nên chọn ổ bi đỡ một dãy, đường kính trong 35mm, cỡ đặc biệt nhẹ theo tiêu chuẩn OCT 8338-57