Đồ án môn học chi tiết máy

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 Trần Thiên Phúc 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 SVTH: Nguyễn Minh Tuấn GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc 1 Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN MÔN HỌC - 2019 Nguyễn Minh Tuấn MỤC LỤC A.CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN:............................2 1.CHỌN ĐỘNG CƠ:................................................................................................2 2.PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.............................................................................4 B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN:.............................................5 I.THÔNG SỐ KĨ THUẬT BỘ TRUYỀN XÍCH CON LĂN:................................5 II.TRÌNH TỰ THIẾT KẾ GỒM CÁC BƯỚC:.....................................................6 III.THÔNG SỐ XÍCH:............................................................................................9 C. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC...............9 1. CHỌN VẬT LIỆU:............................................................................................9 2. XÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO THÉP:...........................................................10 3. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH:.........................12  TÍNH TOÁN:..................................................................................................12  KIỂM NGHIỆM:............................................................................................13 CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN VỀ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH: ..............................................................................................................................15 4. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM:...........................15  TÍNH TOÁN....................................................................................................15  KIỂM NGHIỆM:............................................................................................16 CÁC THỐNG SỐ CƠ BẢN VỀ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG CẤP CHẬM:................................................................................................................18 5. KIỂM NGHIỆM ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN TRONG HỘP GIẢM TỐC:....18 D. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN........................................19 I. TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ TRỤC:...............................................................19 II. THIẾT KẾ Ổ LĂN............................................................................................35 1.THIẾT KẾ Ổ LĂN Ở TRỤC ĐẦU VÀO (TRỤC I):.....................................35 2.THIẾT KẾ Ổ LĂN Ở TRỤC II (trục II):.......................................................36 3.THIẾT KẾ Ổ LĂN Ở TRỤC TẢI (trục III):.................................................37 E. THIẾT KẾ VỎ HỘP BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP:................38 TÀI LIỆU THAM KHẢO:........................................................................................45

CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

 Chọn Hiệu Suất Của Hệ Thống:

 Trong đó: theo bảng 3.3* ta chọn: kn 0.98

  : hiệu suất bộ truyền xích brtru 0.98

Hiệu suất của một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc được tính toán dựa trên dòng công suất sau khi đã phân đôi Cần lưu ý rằng hiệu suất chỉ được xác định cho một cặp bánh răng ở cấp phân đôi, với giá trị đạt 0.99.

  : hiệu suất một cặp ổ lăn

 Tính Công Suất Đẳng Trị (công suất tính toán cần thiết):

 Công suất cần thiết trên động cơ:

 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:

 Số vòng quay trục công tác IV:

Dựa vào bảng 3.2* ,ta chọn:

1 2 4,2 br br u  u  : tỉ số truyền của 2 cặp bánh răng trụ răng nghiêng

3 2,7 u br  : tỉ số truyền của cặp bánh răng trụ răng thẳng x 2,1 u  : tỉ số truyền của bộ truyền xích

SVTH: Nguyễn Minh Tuấn GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc 3

 Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

 Chọn động cơ, bảng thông số động cơ điện:

Dựa vào thông tin từ P1.3 trang 237 sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập Một” của tác giả Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, động cơ 4A132M8Y3 được lựa chọn với công suất 5,5 kW và tốc độ quay 716 vòng/phút.

2.PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

 Chọn tỉ số truyền của hệ dẫn động:

Ta chọn u h 12 , vậy tỉ số truyền của xích ống con lăn là

 Tính toán công suất trên trục:

 Tính toán số vòng quay các trục:

 Tính toán moment xoắn từng trục:

 Bảng đặc tính: Động cơ (kW)

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN

THÔNG SỐ KĨ THUẬT BỘ TRUYỀN XÍCH CON LĂN

 Công suất bộ truyền: P = 4,785 kW

 Số vòng quay bánh dẫn: n 3  63,14( / ) v p

 Tải trọng va đập nhẹ, làm việc 1 ca 8h, quay 1 chiều, 1 dãy, bôi trơn liên tục, nằm ngang, trục điều chỉnh được.

TRÌNH TỰ THIẾT KẾ GỒM CÁC BƯỚC

1 XÍCH CHỌN LÀ XÍCH ỐNG CON LĂN

2 CHỌN SỐ RĂNG ĐĨA XÍCH DẪN THEO CÔNG THỨC:

1 29 2u x 29 2.2,15 24,7 z      răng, ta chọn z 1 25 (chọn số răng lẽ để cho răng của đĩa xích mòn đều hơn, thời gian sử dụng lâu hơn).

3 TÍNH SỐ RĂNG ĐĨA XÍCH THEO CÔNG THỨC:

4 XÁC ĐỊNH CÁC HỆ SỐ ĐIỀU KHIỂN SỬ DỤNG XÍCH THEO CÔNG THỨC:

K r  : hệ số tải trọng động (tải va đập nhẹ).

K a  : hệ số xét đến ảnh hưởng khoảng cách các trục hay chiều dài xích (

K  : hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền (đường nối tâm nằm ngang). dc 1

K  : hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích (trục điều chỉnh được). b 1

K  : hệ số xét đến điều kiện bôi trơn (bôi trơn nhỏ giọt). lv 1

K  : hệ số xét đến chế độ làm việc (làm việc 1 ca).

5 TÍNH TOÁN CÔNG SUẤT TÍNH TOÁN:

Trong đó: tra bảng 5.4* p t : công suất tính toán

K = 1,2: hệ số điều kiện sử dụng xích

: hệ số ảnh hưởng đến số răng đĩa xích 1

K x  : hệ số ảnh hưởng đến số dãy xích (1 dãy)

  P : công suất cho phép bộ truyền đai 1 dãy có bước xích

6 SỐ VÒNG QUAY GIỚI HẠN:

Tương ứng với bước xích p c 31,75 theo bảng 5.2* ta được số vòng quay giới hạn cho phép là n gh  630 ( / ) v p mà n 1  63,14 ( / ) v p nên thỏa điều kiện này.

7 VẬN TỐC TRUNG BÌNH CỦA XÍCH:

8 TÍNH TOÁN KIỂM NGHIỆM BƯỚC XÍCH THEO CÔNG THỨC (5.26*) VỚI [ ] p 0 CHỌN THEO BẢNG 5.3* LÀ 29MPa:

Do p c  31,75 nên điều kiện trên được thỏa.

Khoảng cách trục sơ bộ: a  (30 50)  p c = 40.31,75 = 1270 mm

Ta sẽ chọn số mắt xích là số chẵn: X  120 mắt xích.

Chiều dài xích: L  Xp c  120.31,57 3810  mm

Tính chính xác khoảng cách trục theo công thức:

Ta chọn a = 1270 mm (giảm khoảng cách trục (0,0020.004)a)

10 SỐ LẦN VA ĐẬP XÍCH TRONG 1 GIÂY:

Theo bảng 5.6* với bước xích p c  31,75 , chọn   i  16

Kiểm tra xích theo hệ số an toàn theo công thức:

Trong đó: tra bảng 5.2** với bước xích p c  31,75 ta được:

 Tải trọng phá hỏng Q = 88,5kN.

 k d  1,2 : với chế độ làm việc trung bình.

 F v  qv 2  3,8.0,835 2 2,65N : lực căng do lực ly tâm gây ra với q là khối lượng một mét xích.

 F o  9,81 k f qa  9,81.6.3,8.1,27 284,06  N : lực căng ban đầu của dây xích với k f  6: hệ số của độ võng ứng với bộ truyền nằm ngang.

   s  8,5 : hệ số an toàn cho phép, trị số cho trong bảng 5.10**

11 TÍNH LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC:

Trong đó: K m 1,15 là hệ số trọng lượng xích (bộ truyền xích nằm ngang)

Cuối cùng, ta chọn b = 51 mm

Trong đó: K v  1 1,1.10   3 v 2  1: hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc.

THÔNG SỐ XÍCH

Công suất bộ truyền P = 4,785 (kW)

Số mắc xích X  120 mắc xích Đường kính vòng lăng

2 545,74mm d  Đường kính vòng đỉnh

Chiều rộng bánh xích b = 51 mm

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐ

CHỌN VẬT LIỆU

XÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO THÉP

Đối với bánh dẫn ta chọn độ cứng trung bình HB 1 250 Đối với bánh bị dẫn ta chọn độ cứng trung bìnhHB 2 225

Vật liệu này có khả năng chạy rà tốt. a Số chu kì làm việc cơ sở:

N  N  chu kì b Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:

Hai cặp bánh răng cấp nhanh – bánh răng nghiêng:

N FE    chu kì Đối với bánh bị dẫn:

SVTH: Nguyễn Minh Tuấn GVHD: PGS.TS Trần Thiên Phúc

N  N   chu kì Vì: N HE 1  N HO 1 ; N HE 2  N HO 2 ; N FE 1  N FO 1 ; N FE 2  N FO 2

Cho nên: K HL 1  K HL 2  K FL 1  K FL 2  1

Cặp bánh răng cấp chậm – bánh răng thẳng:

+ Đối với bánh bị dẫn:

N  N   chu kì Vì: N HE 5  N HO 5 ; N HE 6  N HO 6 ; N FE 5  N FO 5 ; N FE 6  N FO 6

Cho nên: K HL 5  K HL 6  K FL 5  K FL 6  1 c Giới hạn tiếp xúc và giới hạn uốn của bánh răng:

=> 0 lim 2 F   0 lim 4 H   0 lim6 H  1,8.228 410,4  MPa d Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Tính toán sợ bộ lấy Z Z K K R V L XH 0,9

  H 0 lim H R V L XH HL 0 lim H 0,9 HL

 : Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kì cơ sở

K HL : Hệ số tuổi thọ s H : hệ số an toàn

Khi tôi cải thiện s H  1,1 Do đó:

   Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:

+ Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

+ Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

    H   H min     H 2   430,4 MPa e Ứng suất uốn cho phép:

 : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

K FL : hế số tuổi thọ s F : hệ số an toàn

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH

Moment xoắn trên bánh răng chủ động: T 1  67797 Nmm

Ta chọn khoảng cách trục là a w 160mm

Tra bảng 6.15* , chọn  ba  0,315 theo tiêu chuẩn Ta được:

Tra bảng 6.4*, nội suy tuyến tính ta được:

Theo tiêu chuẩn, ta chọn m = 2,5 mm.

Ta chọn z 1  21 răng > z min  17 răng z 2  21.4,2  88,2 chọn z 2  88 răng < z max  120 răng

Các thông số hình học chủ yếu của bánh răng: Đường kín vòng chia:

258,35 cos cos31,62 mm d  mz    Đường kính vòng đỉnh:

- Bánh bị dẫn: b 2   ba a w  0,315.160 50,4  mm

Vận tốc vòng quay bánh răng:

Tra bảng 6.3* => cấp chính xác của bánh răng là cấp 9 ( v max  3 / m s )

Từ đó, tra bảng 6.6* kết hợp nội suy tuyến tính ta được:

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

Z  : hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của bánh răng ăn khớp bằng thép w

: hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

: hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc

  : hệ số trùng khớp ngang.

K  K K    : hệ số tải trọng động

Z  : hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: R a 2,5 1,25   m

Z   : hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng

K l  : hệ số ảnh hưởng điều kiện bôi trơn

: hệ số ảnh hưởng của kích thước răng

   do đó điều kiện bền tiếp xúc được thỏa.

Kiểm nghiệm theo độ bền uốn:

: hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang

: hệ số ảnh hưởng của góc nghiêng răng đến độ bền uốn.

Y F    hệ số dạng răng theo số răng tương đương zv với x  0 và

(cos ) v z z    răng Đặc tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:

Từ dữ liệu trên, suy ra:

  => Do đó, độ bền uốn được thỏa mãn

CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN VỀ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH:

Thông số kí hiệu Bánh răng 1 Bánh răng 2

Khoảng cách trục mm a w 160 mm

Chiều rộng mm b w 55,4 mm 50,4 mm

Góc nghiêng răng  31,62  (-31,62  ) Đường kính vòng chia mm d w 61,65 mm 258,35 mm

15 Đường kính vòng đỉnh mm d a w 66,65 mm 263,35 mm

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM

 Moment xoắn trên bánh răng chủ động: T 2  266421,18

Ta chọn khoảng cách trục là a w  200 mm

Tra bảng 6.15* , chọn  ba  0,4 theo tiêu chuẩn Ta được:

Tra bảng 6.4*, nội suy tuyến tính ta được:

Theo tiêu chuẩn, ta chọn m = 3 mm.

Tính lại tỉ số truyền:

 Các thông số hình học chủ yếu của bánh răng: Đường kín vòng chia:

2 2 3.97 291 mm d  mz   Đường kính vòng đỉnh:

- Bánh bị dẫn: b 2   ba a w  0,4.199,5 79,8  mm

 Vận tốc vòng quay bánh răng:

Tra bảng 6.3* => cấp chính xác của bánh răng là cấp 9 ( v max  3 / m s )

Từ đó, tra bảng 6.5* kết hợp nội suy tuyến tính ta được:

 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

Z  : hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của bánh răng ăn khớp bằng thép w

Z     : hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

: hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc

  : hệ số trùng khớp ngang.

Z  : hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: R a 1,25 0,63   m

Z   : hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng

K l  : hệ số ảnh hưởng điều kiện bôi trơn

: hệ số ảnh hưởng của kích thước răng

   do đó điều kiện bền tiếp xúc được thỏa.

 Kiểm nghiệm theo độ bền uốn:

: hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang

Y  1: hệ số ảnh hưởng của góc nghiêng răng đến độ bền uốn.

Y    hệ số dạng răng theo số răng tương đương zv với x  0 và z 1  38 răng và z 2  95 răng Đặc tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:

Từ dữ liệu trên, suy ra:

  => Do đó, độ bền uốn được thỏa mãn.

CÁC THỐNG SỐ CƠ BẢN VỀ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG CẤP CHẬM:

Thông số kí hiệu Bánh răng 1 Bánh răng 2

Khoảng cách trục mm a w 200 mm

Chiều rộng mm b w 84,8 mm 79,8 mm

Hệ số dịch chỉnh x 0 Đường kính vòng chia mm d w 108 mm 291 mm Đường kính vòng đỉnh mm d a w 114 mm 297 mm

KIỂM NGHIỆM ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN TRONG HỘP GIẢM TỐC

 Mục đích của việc bôi trơn hộp giảm tốc:

+ Giảm lực lực ma sát, tăng hiệu suất

+ Giảm hao mòn chi tiết

+ Làm mát chi tiết nóng lên do ma sát

+ Bảo vệ chi tiết khỏi rỉ sét

+ Đảm bảo tính khít của các bộ phận ma sát

+ Liên tục làm sạch chi tiết…

Không thể vân hành và bảo quản trong thời gian lâu mà không có bôi trơn

 Chọn phương pháp bôi trơn: Dùng bể chứa dầu.

 Điều kiện bôi trơn trong bể chứa dầu đối với hợp giảm tốc 2 cấp:

1 Mức dầu thấp nhất ngập chiều cao răng h h 2 ( 2 2,25m2,25.3 6,75 mm ) của bánh răng 2 ( nhưng ít nhất 10mm)

2 Khoảng cách giữa mức dầu cao nhất và thấm nhất : h max  h min 10 15mm

3 Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4

Tổng hợp 3 điều kiện trên thì để đảm bảo bôi trơn phải thỏa mản bất đẳng thức sau:

Vì h 2  6,75 mm  10 mm nên ta sử dụng bất đẳng thức thứ (2) :

Do đó, hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện bôi trơn.

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN

TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ TRỤC

Trong thiết kế trục hộp giảm tốc, vật liệu phổ biến được sử dụng là thép C45 thường hóa Theo bảng 6.1 về cơ tính của vật liệu, ta chọn các thông số: ứng suất kéo là 75 MPa, ứng suất cắt trong khoảng 15 đến 30 MPa, và ứng suất giới hạn là 700 MPa.

2 XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH SƠ BỘ CỦA CÁC TRỤC:

Ta chọn đường kính sơ bộ của các trục là:

3 CHỌN NỐI TRỤC ĐÀN HỒI:

20 Đường kính trục nối đàn hồi: d 1  25 mm

Ta chọn nối trục vòng đàn hồi

Nối trục vong đàn hồi mang lại nhiều lợi ích, bao gồm khả năng giảm chấn hiệu quả và khả năng bù đắp các sai lệch của trục thông qua sự biến dạng của các chi tiết đàn hồi Hơn nữa, nó còn giúp ngăn ngừa hiện tượng cộng hưởng do dao động xoắn gây ra.

Theo bảng 11.6*** ta có được:

14 33 Ren 27 28 o m c c M o o d mm D mm D mm d mm l mm l mm c mm d mm l mm d mm l mm

 Kiểm nghiệm độ bền uốn chốt theo công thức:

 Kiểm nghiệm điều kiện bền dập giữa chốt và vòng cao su:

K= 1,45: hệ số chế độ làm việc. z=4: số chốt

D  : đường kính vòng tròn qua tâm các chốt.

28 l o  mm : chiều dài ống cao su.

   d   2 3 MPa : ứng suất dập cho phép của vật liệu ống cao su.

   F  60 80  MPa: ứng suất uốn cho phép của chốt.

4 XÁC ĐỊNH KHOẢNG CÁCH GIỮA CÁC GỐI ĐỠ VÀ CÁC ĐIỂM ĐẶT LỰC: Tra bảng 10.4** ta có được:

Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi cấp nhanh

Tra bảng 10.2** tính gần đúng chiều rộng ổ lăn là:

Tra bảng 10.3*,ta chọn: kmm w 1  30 55  mm chọn w1= 40 mm w 2  30 70  mm chọn w2 = 50 mm w 3  50 90  mm chọn w3 = 60 mm

Ta tính được các khoảng cách sau:

5 XÁC ĐỊNH LỰC VÀ MOMENT TÁC ĐỘNG LÊN TRỤC: a Trục I:

Tính toán ta có được các lực sau:

 Vị trí có moment tương đương lớn nhất: theo thuyết bền 4

Theo tiêu chuẩn, ta chọn: d B  d C 30mm

Vậy ta thiết kế trục 1 với: d A  d D 25mm; d E 20mm

Chọn then bằng C45 ( tra bảng 13.1) với b = 8 mm, h = 7 mm, t1 = 4 mm, t2 = 3,3 mm

+ Kiểm nghiệm độ bền dập của then theo công thức:

+ Kiểm nghiệm theo độ bền cắt:

( vì tải va đập nhẹ).

 Kiểm định trục theo hệ số an toàn:

Trong đó: s là hệ số an toàn tính toán

[s] là hệ số an toàn cho phép Lấy [s] = 1,5 s  , s  là hệ số an toàn cho phép chỉ xát cho ứng suất uốn và xoắn

Xác định ứng suất s  , s  theo công thức:

Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất:

+ Do trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng. max ; 0 a m

    W   với W là moment cản uốn.

+ Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động khi trục quay 1 chiều: max

     với Wo là moment cản xoắn.

Ta tra bảng moment cản uốn và moment cản xoắn đối với trục 2 then:

Giá trị ứng suất: tại B

Hệ số   và   , tra bảng 10.4 ** với thép cacbon trung bình:

Hệ số kích thước tra bảng 10.4 tài liệu (*) với thép cacbon có đường kính d = 14 – 16 mm, vì đường kính nhỏ nên ta cho:

Hệ số tăng bề mặt với kiểu tôi bề mặt tần số cao  1,6

Hệ số K  và K  ảnh hưởng đến sự tập trung ứng suất đến độ bền mỏi:

Tra bảng 10.9 tài liệu (*) ta được: K  1,9và K   1,7

Để ngăn ngừa tình trạng trục bị biến dạng dẻo quá mức hoặc gãy do quá tải đột ngột, việc kiểm nghiệm độ bền tĩnh của trục là rất cần thiết.

Công thức thực nghiệm có dạng :  td   2 3 2 [ ]

Tương tự tại các mặt còn lại:

Tính toán ta có được các lực sau:

Theo tiêu chuẩn, ta chọn:

Vậy ta thiết kế trục 2 với: d B  d C 45mm; d E 50mm và d A  d D  40 mm

Chọn then bằng C45 ( tra bảng 13.1)

+ Tại B và C và E : l = 50 mm, b = 14 mm, h = 9 mm, t1 =5,5 mm, t2 = 3,8 mm

+ Do trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng.

Giá trị ứng suất: tại E

Để đảm bảo an toàn cho trục và ngăn ngừa biến dạng dẻo hoặc gãy do quá tải đột ngột, việc kiểm nghiệm độ bền tĩnh của trục là rất cần thiết.

Tính toán ta được các lực sau:

Theo tiêu chuẩn, ta chọn: d B 50mm

Vậy ta thiết kế trục 1 với: d A  d C 50mm và d B  55 mm ; d D  48 mm

Chọn then bằng C45 ( tra bảng 13.1)

+ Tại B : l = 50 mm, b = 16 mm, h = 10 mm, t1 =6 mm, t2 = 4,3 mm

+ Do trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng. max ; 0 a m

Giá trị ứng suất: tại B

Để ngăn chặn tình trạng trục bị biến dạng dẻo quá mức hoặc gãy do quá tải đột ngột, việc kiểm nghiệm độ bền tĩnh của trục là cần thiết.

THIẾT KẾ Ổ LĂN

1.THIẾT KẾ Ổ LĂN Ở TRỤC ĐẦU VÀO (TRỤC I):

Lh = 30720 giờ (4 năm, 1 năm làm việc 320 ngày, 1 ngày làm việc 8 tiếng)

Chọn ổ bi đỡ vì không có lực dọc trục với đường kính vòng trong d = 25 mm

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ D:

Vì FrD04,31>FrA66,66N, cho nên ta tính toán để chọn ổ D.

Khi xác định các hệ số cho ổ bi trong hộp giảm tốc, ta chọn hệ số Kσ=1 Do nhiệt độ làm việc dưới 100°C, hệ số Kt cũng được chọn là 1 Bên cạnh đó, với ổ lăn lắp trên trục và vòng trong quay, ta chọn V=1.

Do không có lực dọc trục nen hệ số X=1, Y=0.

Khả năng tải động tính toán:

Theo phụ lục 9.1 *** ta chọn ổ cỡ trung 305 với:

Kí hiệu ô d,mm D,mm B,mm r,mm C,KN C0, KN

Tuổi thọ tính bằng giờ:

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

Chọn một trong hai giá trị lớn nhất

Q0=X0.FrD +Y0.Fa =0.6.1404,312,6N với: X0=0.6 và Y0=0.5 (bảng 11.6 * )

Ta thấy Q02,6N

Tiêu đề	Đồ Án Môn Học Chi Tiết Máy
Tác giả	Nguyễn Minh Tuấn
Người hướng dẫn	PGS.TS Trần Thiên Phúc
Trường học	Trường ĐHBK TPHCM
Chuyên ngành	Chi Tiết Máy
Thể loại	đồ án môn học
Năm xuất bản	2019
Thành phố	TPHCM

Định dạng
Số trang	48
Dung lượng	2,01 MB