Đề tài Thiết kế hệ thống dẫn động máy nâng hàng

Trong thời gian làm đồ án vừa qua, em đƣợc sự hƣớng dẫn tận tình của thầy TRẦN ĐÌNH SƠN và bạn bè. Từ đó, em đã tổng hợp đƣợc nhiều kiến thức hữu ích của môn thiết kế máy cũng nhƣ về tính toán sức bền của vật liệu để vận dụng vào đồ án. Tuy nhiên, với kiến thức và thời gian hạn hẹp, những số liệu mà chúng em đƣa ra và tính toán thiết kế chỉ mới là góc dộ sử dụng tài liệu, sổ tay nên còn gặp nhiều điều sai sót. Em mong thầy cô hƣớng dẫn chỉ bảo thêm để chúng em đƣợc cũng cố kiến thức từ đó rút kinh nghiệm cho các đồ án, luận văn sau này. Qua đồ án này chúng em rút ra đƣợc nhiều kinh nghiệm và đặc biệt thấy đƣợc tầm quan trọng và khó khăn của ngƣời kỹ sƣ khi thiết kế trang thiết bị, các loại máy móc

pdf60 trang | Chia sẻ: phamthachthat | Ngày: 02/08/2017 | Lượt xem: 1010 | Lượt tải: 5download
Bạn đang xem trước 20 trang tài liệu Đề tài Thiết kế hệ thống dẫn động máy nâng hàng, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
vòng đàn hồi đến hộp giảm tốc Bánh răng côn nhờ sự ăn khớp của các bánh răng côn truyền mô men đến khớp nối xích con lăn làm tangï quay kéo theo hệ ròng rọc làm việc. + Ưu điễm: Cơ cấc gọn gàng, đãm bão gọn nhẹ cơ cấu ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 8 + Nhược điễm: Chế tạo bánh răng khó khăn, lắp ráp đòi hỏi phải chính xác  Với ba phương án và sự phân tích vừa nêu trên, ta chọn phương án thứ nhất là phù hợp với yêu cầu được đặt ra và phù hợp với điều kiện kinh tế. Vậy ta chọn phương án 1, với các số liệu ban đầu: Tải trọng: QO=2000kg =20000 (N). Bộ phận mang: Qm = 500kg = 5000(N.) Chiều cao nâng: H = 12( m). Vận tốc nâng: vn = 12.5 (m/phut) Chế độ làm việc trung bình. ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 9 PHẦN BA CHỌN TANG, KHỚP NỐI, ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 3.1. Chọn tang, khớp nối, động cơ điện: 3.1.1. Hiệu suất của palăng p = maxS So = max.. Sam Q Q0 = Q +Qm m=2 :số nhánh dây quấn lên tang Q0 : tải trọng nâng Q0= 25000 N.  : hiệu suất ròng rọc:  = 0,98 (với điều kiện ròng rọc đặt trên ổlăn bôi trơn tốt). a =2: Bội suất palăng. t = 0 : Số ròng rọc đổi hƣớng. Smax = tam Q   )1( )1(   =6313 (N).  p = = 0,99 3.1.2. Cáp nâng: Kích thƣớc cáp đƣợc chọn dựa vào lực kéo đứt (Sđ ) Sđ = Smax . K =6313*5.5 = 34721 (N) K=5: Hệ số an toàn Smax : Lực căng lớn nhất trong dây cáp Ta chọn cáp K - P6x19 =114 (OCT 2688 – 69) có giới hạn bền các sợi thép là b = 1600 N/mmm 2 . ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 10 3.1.3. Tang: 3.1.3.1. Đƣờng kính tang: Dt  dc (e-1) = 8 (25-1 )=192 (mm) Dt : đƣờng kính tang đến đáy rãnh cắt (mm). Dc: đƣờng kính dây cáp quấn lên tang (mm). e: hệ số thực nghiệm.  Dt =Dr =250 mm 3.1.3.2. Chiều dài tang Chiều dài toàn bộ tang đƣợc xác định theo công thức: L ’ =L'o +2L1 +2L2 +L3 L1 : chiều dài thanh tang L2 : chiều dài phần chừa ra để quấn cáp L2 L2 L1 L1 L'o L'oL3 L3 : Chiều dài phần phân cách giữa hai bên. ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 11 Chiều dài một nhánh cáp quấn lên tang: l = H.a = 12*2 =24 (m) H = 12, chiều cao nâng danh nghĩa a =2, bội suất palăng Số vòng cáp quấn lên một nhánh: Z = )( cdtD l  + Zo = 29.6 (vòng) Zo =2, Số vòng cáp dự trữ không làm việc. Lo’ = 2* Z*t = 520 (mm). t  1.1, ta có dc = 1.1*8. =8.8 (mm)  Lo’= 2*29.6*8.8=520(mm) L2 =73.6 (mm) 2L1 =3*t 3*8.8 =26.4(mm) L3 =L4 –2*hmin tg =150-260*0.07 = 66 tg = tg(4o) =0.07 hmin = 260, là khoảng cách tối đa cho phép giữa ròng rọc và tang. Vậy: L’ = 520+73.6 +26.4 +66 = 668 (mm) 3.1.3.3 Kiểm tra sức bền tang theo công thức: n = t SK . max..    [n] ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 12 Bề dày tang  =0.02 Dt + (6..10) = 15(mm). t = 8.8 : bƣớc cáp : hệ số giản ứng suất  = 1.08 : đối với tang bằng gang. K= 1: hệ số phụ thuộc số lớp cáp cuốn lên tang. [ n] = 565 N/mm 2 Tang bằng gang có bn = 565 N/mm 2  [ n] = 5 565 = 113 N/mm 2  n = 51.6N/mm 2   n  [ n] Vậy đủ bền. 3.1.4 Chọn khớp nối trục vòng đàn hồi : 3.1.4.1 Khi mở máy: Mmax =2.2 Mdn Mdn = 960 9550 Mmax= 960 7*9550*2.2 = 153 (Nm). 3.1.4.2 An toàn khi nâng vật: Mmax’= Mmax*K1 *K2 K1 = 1.3 ( hệ số an toàn) K2 = 1.2 ( hệ số an toàn)  Mmax=153*1.3*1.2 =238 (Nm). Vậy ta chọn khớp nối theo tiêu chuẩn, với số liệu sau: ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 13 Điều kiện bền dập của khớp vòng đàn hồi: d= 23 max2 LDZD KM o {d} = (2...4) MPA Với: K=1.2, hệ xố điều kiện làm việc  d = 0.53 (MPA) {d}. vậy đủ bền Điều kiện làm việc của chốt: u = ZD LKM o 3 3 max 1.0  {u} = 60....80 (MPA). K1= 1.2 lo= 2 21 LL  = 75 2 6664   L2 = 2 *L6 = 66 L1 = L2 –B = 66-2 = 64  Vậy u = 18  {u} Vậy đủ bền 3.1.5 Khớp xích con lăn: 3.1.5.1 Mômen do vật gây ra trên tang: Mt = )(754.1826 2 *2 max Nm DS o  Smax = 6313 (N), lực căng trên nhánh dây nâng vật M(nm) d D L D0 B dc l6 M D3 L8 GD 2 nmax 240 24 140 165 100 2 14 33 27 28 0.55 4000 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 14 Do= Dt +Dc = 250 + 8 = 258 (mm). 3.1.5.2 An toàn khi nâng vật: Mt’= Mt *K1 *K2 = 2539 (Nm). K1 =1.3 hệ số an toàn K2 = 1.2 là hệ số an toàn Vậy ta chọn khớp nối xích con lăn theo bảng sau: M nmax d L D khe hở lắp nghép c dc khoảng cách giữa hai má t Z Q(KN) GD 2 3000 700 90 270 280 2 52 31 50.8 12 160 8.9 3.1.5.2 Kiểm nghiệm theo hệ số an toàn: S = Ft Q )5.1...2.1(  {S} Q: tải trọng phá hỏng Ft : lực vòng Ft =  03 '**2 Dn Mk t )(5173 3.196 2539000*2.0*2 N Do = z t /180sin(( =196.3(mm) . ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 15 k=0.2 Mt’ = 2539 (Nm) {S} = 7, hệ số an toàn n3 = 30.88 (vong /phut)  S = 20.6 > {S} Vậy đủ bền. 3.1.6 Chọn động cơ điện: + Công thức tĩnh khi nâng vật : Nlv = .1000.60 . 0 n vQ = .1000.60 5.12*2500 = 5.2(KW) + Công suất tƣơng đƣơng: Ntd = )2.0(*)*3.0()2.0(*)5.0*()6.0(* 222 tNtNtN lvlvlv  = 018.005.06.0 lvN = 4.25 (KW) + Hiệu suất của bộ truyền :  = p . t . 0l 4 .K.mscn.mscc =0.776 p = 0.99 : hiệu suất palăng t = 0.96 : hiệu suất tang 0l = 0.99 : hiệu suất ổ lăn k = 0.99 : hiệu suất khớp  mscn = 0.96 : hiệu suất bộ truyền cấp nhanh mscc = 0.98 : hiệu suất bộ truyền cấp chậm ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 16 + Công suất cần thiết trên trục động cơ: Nct = 776.0 25.4 = 5.48 (kw) Chọn động cơ điện xoay chiều ba pha, số hiệu 4A1326Y3  Công suất: p = 5.5 ( KW)  Tốc độ danh nghĩa: n = 960 (vòng/ phút)  Hệ số quá tải : min max M M =2.2 3.2 Phân phối Tỷ số truyền chung: 3.2.1 Tỷ số truyền chung Tỷ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang: i0 = tn n ñc = 960/30.8 = 31.1 nt là Số vòng quay của tang để đảm bảo vận tốc nâng cho trƣớc nt = )( . cdtD anv  = 30.8 (vòng/phút) Theo ( 3.12)-[1], ta có: ub r 1 = 0.7332 u 0.6438 = 6.7  Tỷ số truyền cấp thứ hai là : ub r 2 = 31.1/6.7 = 4.64 Vậy:  Tỷ số tuyền bánh răng cấp nhanh u1 =6.7.  Tỷ số truyền bánh răng cấp chậm u2 =4.46  Tỷ số truyền chung la : uo = 31.1. ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 17 3.2.2 Số vòng quay trên mỗi trục:  nI = nD C = 960 (vòng / phút).  nII = nI/ u 1 = 143.28 (vòng / phút).  nIII = n2 /u2 = 30.88 (vòng / phút). Từ đó ta có : BẢNG PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN Trục Thông số I II III Số vòng quay (vòng/phút) 960 143.8 30.88 Tỉ số truyền 6.7 4.64 Công suất trên trục(KW) 4.98 4.65 4.42 Mô men xoắn T(Nmm) 48645 309935 1366936 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 18 PHẦN BỐN TÍNH TOÁN TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG 4.1 Chọn vật liệu: Ta chọn vật liệu cặp bánh răng này vật liệu nhƣ nhau, bảng ( 6-1)-[1].  Bánh răng nhỏ thép 45, tôi cải thiện có độ rắn HB1 = 241.. 285 có b1 = 850 Mpa; ch1 = 850 Mpa.  Bánh lớn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB2 = 192240 có 2b = 730 Mpa; 2ch = 430 Mpa 4.2 Ứng suất cho phép: 4.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép HB = 180 ...350. 0 limH = 2 HB + 70 ; S z = 1.1 : hệ số an toàn Flim = 1.8HB ; SF = 1.75 :hệ số an toàn Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 245 Chọn độ rắn bánh răng lớn û HB2 = 230 khi đó : H lim1 = 2HB1 +70 =560 MPA Flim1 = 1.8HB2 =441 MPA H lìm2 = 414 MPA  Flim2 =470 MPA + Hệ số tuổi thọ KHL = Hm HE HO N N Với HB  350  mH = 6 (mH : bậc của đƣờng cong mỏi).  NHO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO = 30 4,2HB = 30* 230 2.4 = 1.4 10 7 Thời gian làm việc tính bằng giờ T =21*365*A**Kn*Kng Trong đó ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 19 A = 10 năm Kn = 0.5 : hệ số tuổi thọ Kng = 0.67 : hệ số sử dụng theo ngày  T = 29346 (giờ)  Theo (6-7)-[1], ta có : NHE =60*c*(Ti/Tmax) 3 *ni*ti C = 1, Cặp bánh răng ăn khớp ni : Vận tốc làm việc của trục thứ i ti : Thời gian làm việc trong một chu kỳ Ti: Mômen xoắn thứ i trong một chu kỳ Tmax : Mômen lớn nhất trong một chu kỳ Vậy: NHE = 60*1*143.28*29346(1 2 *0.6+0.5 3 *0.2+0.3 3 *0.2) =15.9 10 7 NHE1 > NHO1  ta chọn NHE 1 =1 Tƣơng tự ta có: NHE2 >NHO2  KHL2 = 1 Nhƣ vậy theo (6- 2)[1], ta xác địng sơ bộ {H} = Hlim . KHL/SH {H1} = 560/1.1 = 509 (Mpa)  {H2} = 470/1.1 = 445 (MPa) Vì đây là cặp bánh răng trụ răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép là: {H} = min({H1} ; {H2}) = 445 MPa 4.2.2 Ứng suất uốn khi quá tải f =Flim .KHL.KFC/SF Theo (6-7)-[1], ta có: NFE = 60 . C . Fm i T T        max .ni . ti Trong đó: ni : Vận tốc làm việc của trục thứ i ti : Thời gian làm việc trong một chu kỳ Ti: Mômen xoắn thứ i trong một chu kỳ Tmax: Mômen lớn nhất trong một chu ky ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 20 mF = 6  NFÉ1 = 60*1*29346*143.28(1 6 *0.6+0.5 6 *0.2+0.3 6 *0.2) =15.9 10 7 với NFE1 > NFeo; ta chọn KFL1 = 1 Tƣơng tự ta có : NFE2 > NFEo ta chọn KFL2 = 1 Theo (6-2a) –[1], Với bộ truyền quay hai chiều chọn KFC = 0.8 Vậy với các số liệu nhƣ trên ta tính đƣợc : {F1} = 201.6 MPa {F2} = 189.1 MPa Ứng suất uốn khi quá tải  maxH = 2,8 . 2ch = 2,8 . 450 = 1260 Mpa   1maxF = 0,8 . 1ch = 0,8 . 580 = 464 Mpa   2maxF = 0,8 . 2ch = 0,8 . 450 = 360 Mpa 4.3 Xác định những thông số cơ bản của bộ truyền 4.3.1 Tính toán bộ tryền bánh răng cấp nhanh 4.3.1.1 Khoảng cách trục: aw= k*a*(u1+1) 3   baH H u KT   . 2 1 Ka = 49.5: Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng trụrăng thẳng (thép – thép). T1 = 48645 N.mm [H] = 481,81 Mpa Tỉ số truyền u = 6.7 ba = 0,3 (răng thẳng không đối xứng), (bảng 6-6)-[1]. KH  :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng bd = 0,5. ba (u+1) = 1.223 với bd = 1.223  tra bảng ( 6.7 )-[1], sơ đồ 5  KH  = 1,2 aw = 49.5*(6.7+1) 3 2 3.0*7.6445 2.1*48645 = 201 (mm) 4.3.1.2 Xác định cáa thông số ăn khớp: ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 21 Mô đun m = (0,010,12)aw = 2.014.02 chọn m = 3 Số răng Z1 = )1( .2 um a w = 4.17 6.7*3 201*2   chọn Z1 = 17 Z2 = u.Z1 = 6.7*17 = 113.9  chọn Z2=114  Tính lại khoảng cách trục: aw = 2 )( 21 ZZm  = )(5.196 2 )17114(*3 mm   Xác định hệ số dịch chỉnh : y = 0(5.0 )21  ZZ m aw Vậy đây là cặp bánh răng không dịch chỉnh  Ky = 0, xt =0 + Góc ăn khớp cos tw = wa ZZ .2 21  m.cos tw  cos tw = 0.93969; tw =20 0 + Tính lại tỷ số truyền thực: u1 = 114/17 =6.7 4.3.1.3 Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc Dùng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng thoả mản điều kiện tiếp xúc theo (6-33)-[1] H = ZMZHZ  1 2 1 .. )1(..2 ww H dUb uKT    H Với : ZM = 274 MPa 1/ 3 (bánh răng thẳng vật liệu thép_thép) ZM : hệ số tính đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH =   2sin cos.2 = 5,50sin 2 = 1.763 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 22 Z : hệ số tính đến sự trùng khớp của răng thẳng  =0  =[1,88-3,2 ) 14 1 17 1 (  cos   ] = 1.66  Z = 766.0 66.1 11   Đƣờng kính vòng lăn bánh răng : dw1 = 1 2 u aw = )(51 167.6 5.196*2 mm  Bề rộng răng: b w = ba x a w = 58.95 K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. K H = K H xK H KHV KH = 1 (bánh răng thẳng) KH =1.2 V = 60000 14.3 11xnxd w = 2.56 ( m/s) n1= 960 dw1 = 51 ( mm ) Theo bảng (6_13_)dùng cấp chính xác 8  Tra bảng( 6.16)-[1] go= 56  Tra bảng (6.15)-[1] với HB  350  H = 0.006 H = H .go.v. u aw = 0,006.56.2.56 7.6 5.196 = 4 KHV : Hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp KHV = 1+   HH wwH xKxKxT xdxb 1 1 2 = 1+ 11.1 09.1*2.1*48645*2 51*95.58*66.4  K=1.2*1.09*1.11=1.45 H =ZMxZHxZ  1 2 1 )1(2 ww H xuxdb uxKxT  = 274.1,0.776 251*7.6*3.0*5.196 45.1*)17.6(*48645*2  = 386 (MPa)  H = 381 Mpa ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 23 Nhận xét: Vì chênh lệch H và SH quá lớn nên ta giảm chiều rộng của bánh răng xuống : bw =ba. aw. 2) }{ ( H H   =0.3*196.5* 2) 445 386 ( =44.35 (mm) Ta chọn chiều rộng của bánh răng là bw =45(mm) 4.3.1.4 Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn Để đảm bảo điều kiện uốn cho răng ứng suất sinh ra tại chân răng không vƣợt quá một giới hạn cho phép 1F = xmxdb xYxYxYxKT ww FF 1 11.2    1F 2F = 1 21 F FF Y xY   2F Trong đó:  Y : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng  Y =  1 = (1/1.66) = 0.6  YF1, YF2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và 2  ZV1 = Z1 = 17 ; ZV2 = Z2 = 114 và hệ số dịch chỉnh x Tra bảng (6.18)-[1] YF1 = 4.22 và YF2 = 2. Y  =1 bánh răng thẳng Yr =1 bánh răng phay  KF = K F xK F xKFV với bd =0.72 Tra bảng( 6.7)-[1], Sơ đồ 5  kF B = 1.41 Tra bảng(6.15)-[1], F= 0.016 Tra bảng(6.16)-[1], go =56 u a xvxxg w FF 0  = 0,016.56.2.56 7.6 5.196 =12.   FF wwF FV xKxKxT xdxb K 1 1 2 1 =1+ 27.1*41.1*48645*2 51*45*42.12 =1.164 Vậy  KF = 1.164*1.41*1.27 = 2.08 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 24 xmxdb xYxYxYxKxT ww FF F 1 11 1 2    = 3*51*45 26.4*1*6.0*084.2*48645*2 =75.25(Mpa) 1 21 2 F FF F Y xY   = 6.63 26.4 27.75*6.3  (Mpa) 1F <  1F = 201.6 (Mpa) va ø F 2 < {F }2 = 189.1 (Mpa) {F }1 = {F1}*Yr*Ys* KxF = 201.6*1*1*1 = 201.6 (MPa) {F }2 = {F2}*Yr*Ys* KxF = 189.1*1*1*1 = 189.1 (MPa) KxF = 1 ( do da <400 mm). Yr = 1 bánh răng phay Ys= 1.08 – 0.06*ln3 = 1 {F1 } = 201.6 (MPa) : ứng suất uốn cho phép {F2 } = 189.1 (MPa ) : ứng suất uốn cho phep Nhƣ vậy cặp bánh răng cấp chậm đảm bảo độ bền uốn 4.3.1.5 Kiểm ngiệm răng về quá tải Hệ số quá tải Kqt=2.2 Với:  H1 max = H1 qtK = 441.4* 2.2 = 654.7 (MPa)  F1 max = F*Kqt = 156.7 (MPa) và H1 max <{H} max = 2.8.ch 1 = 1260 (MPa) F1 max <{ F}max = 0.8.ch = 464 (MPA ) Nhƣ vậy cặp bánh răng cấp chậm đảm bảo độ bền quá tải 4.3.1.6 Các thông số của bộ truyền cấp nhanh Khoảng cách trục aw = 196.5 mm Mô đun m = 3 Chiều rộng vành răng bw = 45 mm Tỉ số truyền u = 6.7 Số răng bánh răng Z1 = 17, Z2=114 Hệ số dịch chỉnh x = 0 Đƣờng kính vòng chia d1 = m.Z1 = 51 mm ; d2 = m.Z2 = 342 mm Đƣờng kính đỉnh răng da 1 = d1+2.m = 57 mm ; da 2 = d2+2.m = 348 mm ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 25 Đƣờng kính đáy răng df1 = d1_-2.5xm = 43.5 mm ; df2 = d2-2.5xm = 334.5 mm 4.3.2 Tính toán bộ truyền bánh răng chậm: Dùng vật liệu giống vật liệu chế tạo bánh răng cấp chậm 4.3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép: [ h ]’ = 2 1 ( [ h ]1+ [ h ]2 ) = 2 1 ( 509.091 + 481.818 ) = 495.45(Mpa) 4.3.2.2 Ứng suất uốn cho phép : [ F ]1 = 252 (Mpa ) [ F ]2 = 236.572 (Mpa ) 4.3.2.3 Ứng suất cho phép khi quá tải : [ H ]max = 1260 (Mpa ) [ F ] max1 = 464 (Mpa ) [ F ]max 2 =360 (Mpa ) 4.3.2.4 Xác định những thông số cơ bản của bộ truyền Khoảng cách trục aw = ka ( u + 1) x   3 2 1 baH H xUx xKT   ka = 49.5 ( vật liệu làm bánh răng thép –thép, răng thẳng ) T2 = 309935 (Nmm ) {H} = 445 MPa ba = 0.4 (vị trí bánh răng không đối xứng ) bd = 0.5 x ba  ( u + 1 ) = 0.5 x0.4 (4.64 +1 ) = 1.092  kH  = 1.07( tra bảng (6.7)-[1], sơ đồ b với bd = 1.092 ) Vậy  aw = 49.5 ( 4.6 4+1 ) 4.0*64.4445 07.1*309935 2 = 269.8 (mm) 4.3.2.5 Xác định các thông của bộ truyền: ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 26 Ta có: mô đun m =(0.01 .0.02 )aw = 2.695.28 chọn m = 3 số răng Z1 = )1( 2 um xaw =31.98  chọn Z1 = 32  z2 = u.z1 = 32*4.64 =148.48 chọn Z2 = 149 Tính lại khoảng cách trục aw = 2 )( 21 ZZm  = )(5.271 2 _)32149{*3 mm  Góc ăn khớp cos tw = ( Z1 +Z2 )x m xcos / 2xaw = cos 20  tw = 20 0 Tính lại tỷ số truyền thực:u2 =(Z1 +Z2) /2 =4.66 Hệ số dịch chỉnh :y =aw2/m -0.5(Z1+Z2) =0. Vậy đây không phải là cặp bánh răng dịch chỉnh 4.3.2.6 Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc H = ZMxZHxZ  x 1 2 1 )1(2 ww H xUxdb UxxKxT  ZM = 274 (Mpa ) 1/3 (vật liệu thép –thép, bánh răng thẳng) ZH = tw  2sin cos.2 = 40sin 0cos.2 = 1.764 (bảng (6-5)-[1])  = 0 (răng thẳng)  Z  = 3 4   {1.88 –3.2(1/Z1 +1/Z2 )*cos = 1.759     1 Z = 0.754  dw1 = 2.aw/(u+1) = 95.94 (mm)  bw = .ba aw = 108.6 (mm) ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 27  KH = KH  .KH .KHV Với: KH  =1,095 KH =1 KHV đƣợc tính nhƣ sau: V = 3,14.n1.dw2/60000 = 0.719 ( m/s) V < 6 ( m/s)  chọn cấp chính xác là 9 Tra bảng( 6.16)-[1], g0= 56 Tra bảng (6.15), H = 0.006 u a vg w HH ... 0  = 0,006.56.2,56. 4.2 64.4 5.271  KHV = 1+   HH wwH KKT db 1 1 2 = 1+ 03.1 13.1*07.1*309935*2 94.95*4.0*5.271*4.2   KH=KH  .KH .KHV=1.07*1.13*1.04 = 1.258 Vậy : H=274*1.764*0.6734* 294.95*66.4*4.0*5.271 )166.4(*258.1*309935*2  =358(MPa) H <  H =495,454 (Mpa) Do chênh lệch quá lớn giữa H và  H , nên ta phải giảm chiều rộng vành răng thành bw2 = ba.aw2.(H/{H}) 2 = 0.4*271.5*(358/445) 2 = 70.28 (mm) Ta chọn bw2 = 71 (mm) Kiểm tra lại thì: H = 439 MPA < {H} = 445 ( Mpa). Vậy cặp bánh răng cấp chậm đảm bảo độ bền tiếp xúc 4.3.2.7 Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn: Theo (6.43)-[1]: mdb YYYKT ww FF F .. .....2 1 11 1    1 21 2 . F FF F Y Y   với ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 28    1 Y =1/1.175 =0.56=0,602 Zv 1=Z1=32 và Zv 2=Z2=149 ( Hệ số dịch chỉnh x=0 )  YF 1 =3.8  YF 2 =3.6  Y  =1 ( bánh răng thẳng ) KF = KF  .KH .KHV  Mà KF  =1.16 ( với bd =0,7 tra bảng 96.7)-[1], sơ đồ 3)  Và KH =1.37 (bánh răng thẳng ) Theo bảng (6- 15)-[1]  F = 0,016 (tra bảng 96.15)-[1]) g0 = 3 ( tra bảng( 6.16)-[1]  u a vg w FH .. 0  = 0,016*0.016*0.719(2751.5/4.664) 0.5 = 6.41 KFV=1+   FF wwF KKT db ...2 .. 1 1 = 1+ (6.41*71*95.94) /(2*309935*1.16*1.37 = 1.05 KF = 1.16*1.37*1.05 = 1.67 vậy: F1= 109.53( MPA) < {F1} = 201.6 (MPa) F2 = 103.76( MPA) < {F2} = 189.1 (MPa) (Trong đó thì {F1} và{F2} đƣợc tính nhƣ phần kiểm bền ) Nhƣ vậy cặp bánh răng cấp nhanh đảm bảo độ bền uốn 4.3.2.8 Kiểm nghiệm về quá tải: Theo (6-48)-[1], Với hệ số quá tải Kqt = (Tmax / T) = 2.2 thì H1 max = H qtK = 439* 2.2 = 651 (Mpa) < {H max} =1260 (Mpa)  F1 max = F2* Kqt = 109.56*2.2 = 241 (Mpa ) <{F1} = 241 (Mpa)  F2 max = F2*Kqt = 103.76*2.2 = 228 (Mpa) < {F2} = 228 (Mpa) Nhƣ vậy cặp bánh răng cấp nhanh đảm bảo độ bền quá tải 4.3.2.9 Những thông số bộ truyền cấp nhanh ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 29 Khoảng cách trục: aw = 271.5 (mm) Mô đun: m = 3 Chiều sâu vành răng: bw = 71 (mm) Tỉ số truyền: u = 4.64 Số răng bánh răng: Z1 = 32, Z2=149 Hệ số dịch chỉnh: x = 0 Đƣờng kính vòng chia: d1 = m.Z1 = 96 (mm); d 2 = m.Z2 = 435 (mm) Đƣờng kính đỉnh răng: da 1 = d1+ 2.m = 102 (mm); da 2 = d2+2.m = 453 (mm) Đƣờng kính đáy răng: df 1 = d1-2,5.m = 88.5 ( mm); df 2 = d2-2,5.m = 439.5 (mm ) PHẦN NĂM TÍNH TRỤC VÀ TANG 5.1 Chọn vật liệu chế tạo trục : Chọn thép 45, tôi cải thiện có HB = 241285 b =850 (Mpa) và ch =880 (Mpa) ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 30 5.2 Tính sơ bộ trục: Đƣờng kính trục xác định bằng mô men xoắn theo công thức d    3 .2,0  T với [ ] = 20 (Mpa) Đƣờng kính trục I d1 = 3 20.2,0 48645 = 23 (mm), Chọn d1 = 25 (mm) Đƣờng kính trục II d2 = 3 20.2,0 309935 = 42.6 (mm), Chọn d2=45 (mm) Đƣờng kính trục III d3 = 3 20.2,0 1366936 = 70 (mm), Chọn d3=75 (mm) 5.3 Tính chính xác: 5.3.1 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và chi tiết quay: Từ đƣờng kính trục xác định gần đúng đƣờng kính ổ lăn b0(tra bảng 10.2) d1=25 mm  b01=17 mm d2=45 mm  b02= 25 mm d3=75 mm  b03=37 mm Ta có: c = (b03/2) + k1 + k2 +1,3(bw2/2) = 37/2 + 10 + 10 + 1,3.71/2 = 84,65 (mm) b = 1,3(bw2/2) + k1 + (1,3.bw1/2) = 1,3.71/2 + 10 + 1,3.45/2 = 85,4 (mm) a = 1,3(bw2/2) + k1 + k2 + (b03/2) = 1,3.45/2 + 10 + 10 +37/2 = 67.75 (mm) l1 = Lk1/2+ k3 + hn + b01/2 = 112/2 + 15 + 20 + 17/2 = 99.5 (mm) l2 =Lk2/2 + k3 + hn + b03/2 = 85/2 + 15 + 20 + 37/2 = 96 (mm) + k1=10 mm, là khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay + k2 =10 mm, là khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của ổ + b03= 75 mm, là chiều rộng ổ lăn trên trục III + b01= 17 mm, là chiều rộng ổ lăn trên trục I + bw1 = 1,3.45/2, là chiều rộng may ơ bánh răng thứ nhất ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 31 + bw2 = 1,3.71/2, là chiều rộng may ơ bánh răng thứ hai + lk1 = 112, là khoảng cách từ ổ lăn đến khớp nối vòng đàn hồi + lk1 = 85, là khoảng cách từ ổ lăn đến khớp nối xích con lăn + k3 = 15, là khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ + hn = 20, là chiều cao nắp ổ và đầu bulông 5.3.2 Xác định đƣờng kính và chiều dài các đoạn trục: 5.3.2.1 Trục I: gồm bánh nhỏ cấp nhanh (bánh 1) và khớp nối vòng đàn hồi Lực vòng Ft 1=2.TI/dw1= 2.48645/51 = 1908 (N) Lực hƣớng tâm Fr1=Ft1.tg 1tw =1908.tg20= 694 (N) Lực hƣớng tâm do khớp nối vòng đàn hồi tác dụng lên trục FxA =(0,20,3)TI/Do = 0,25.2.48645/126 = 139 (N) + dw1: đƣờng kính vòng chia bánh răng thứ nhất + Do: đƣờng kính vòng tâm chốt của khớp nối vòng đàn hồi -Xác định phản lực  MxD = (170,05 + 67,75).FyD – 67.75.Fr1 = O (1)  MyD = (99,5 + 170,05 + 67,75)FxA -67,75.Ft1 = O (2)  Fx = - FxA – FxB – FxD + Fr1 = O (3)  Fy = - Ft1 + FyB +FyD = O (4) Từ (1), (2), (3), (4), ta đƣợc: FyB = 198 (N); FyD = 496 (N); FxB = 346 (N); FxD = 1423 (N) - Vẽ biểu đồ mômen uốn và xoắn: ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 32 FxA T (Nmm) RBx RBy Ft1 My (Nmm) Mx (Nmm) RDx RDy l1 c + b a DCBA Fr1 33604 96408 13830 48645 y x - Tính mô men tƣơng để xác định đƣờng kính tại các tiết diện: + Tại A: M = 0  Mtđ = TI = 48645 (N.mm ) dA    3 .1,0  tdM = 3 70.1,0 48645 =19,08 (mm) Với: {} = 70 (Mpa), bảng (7-2) Chọn: dA = 24 (mm) + Tại B: Mx = 0 Mtđ = 22 Iy TM  = 22 4864513830  = 50572 (N.mm) dB    3 .1,0  tdM = 3 70.1,0 50572 =19.33 (mm), Chọn: dB= dD = 25 (mm), (cùng ổ lăn) + Tại C: Mtđ = 222 xIy MTM  = 222 964084864533604  = 113093 (N.mm) dC    3 .1,0  tdM = 3 70.1,0 113093 =25,28 (mm), Chọn: dC = 27 (mm) ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 33 5.3.2.2 Trục II: gồm bánh nhỏ và bánh lớn của trục trung gian Lực vòng Ft 11= Ft1 = 1908 (N) Ft2 = 2TII/dw2 = 2.309935/96 = 6461 (N) Lực hƣớng tâm Fr11 = Fr1= 694 (N) Fr2 = Ft2.tg 2tw =6461.tg20= 6461.0,364 = 2351 (N) Xác định phản lực :  MxD = -237.8.FyB – 153.15.Fr2 + 67,65.Fr11= O (1)  MyD = 237,8.FxD – 153,15.Ft2 – 67,75.Ft11 = O (2)  Fx = - Ft2 + FxB + FxD - Ft11 = O (3)  Fy = Fr11 + FyB +FyD – Fr11 = O (4) Từ (1), (2), (3), (4), ta đƣợc: FyB = 317 (N); FyD = 1330 (N); FxB = 4705 (N); FxD = 3664 (N) -Vẽ biểu đồ mômen uôn và xoắn: T (Nmm) RBx RBy Fr11 My (Nmm) Mx (Nmm) RDx RDy a DCB Ft11 90107 248236 309935 Fr2 Ft2 bc E y x 398278 27680 -Tính mô men tƣơng để xác định đƣờng kính tại các tiết diện: ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 34 + Tại E: Mtđ = 222 xIy MTM  = 222 30992527860398278  = 505421 (N.mm ) dE   3 .1,0  tdM = 3 65.1,0 505421 =43.8 (mm) Với: {} = 65 (Mpa), bảng (7-2) Chọn: dE = 50 (mm) + Tại C: Mtđ = 222 xIy MTM  = 222 309935901680248236  = 407185 (N.mm ) dC    3 .1,0  tdM = 3 65.1,0 407185 =40,8 (mm) Chọn: dC= 50 (mm) + Tại B, D: Chọn: dD =dB = 45 (mm) 5.3.2.3 Trục III: gồm bánh lớn cấp nhanh (bánh 4) và khớp nối xích con lăn Lực vòng Ft 3= Ft2 = 6461 (N) Lực hƣớng tâm Fr3=Ft2 =2351 (N) Lực hƣớng tâm do khớp nối vòng đàn hồi tác dụng lên trục FxA =(0,20,3)TIII/Do = 0,25.2.1366936/185= 3694(N) + Do: đƣờng kính vòng chia của đĩa xích - Xác định phản lực  MxD = 237,8.FBy – 153,15.Fr3 = O (1)  MyD = 333,8FxA -237,8.Ft1 – 153,15. Ft3 = O (2)  Fx = - FxA + FxB – FxD + Ft3 = O (3)  Fy =Fr3 - FyB +FyD = O (4) Từ (1), (2), (3), (4), ta đƣợc: FyB = 1514 (N); FyD = 837 (N); FxB = 1024 (N); FxD = 3791 (N) -Vẽ biểu đồ mômen uốn và xoắn: ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 35 FxA T (Nmm) RBx RBy My (Nmm) Mx (Nmm) RDx RDy l2 DCBA Fr1 128160 580591 a + bc y x 534624 1366936 Ft1 -Tính mô men tƣơng để xác định đƣờng kính tại các tiết diện: + Tại A: M = 0  Mtđ = TIII = 1366986 (N.mm ) dA    3 .1,0  tdM = 3 65.1,0 1366986 =50.8 (mm) Với: {} = 65 (Mpa), bảng (7-2) Chọn: dA = dD = 60 (mm), (cùng ổ lăn) + Tại B: Mtđ = 22 Iy TM  = 22 14864535462366936  = 1412187 (N.mm ) dB    3 .1,0  tdM = 3 65.1,0 1412187 =60,7 (mm) Chọn: dB = 65 (mm) + Tại C: Mtđ = 222 xIy MTM  = 222 1281605805911366936  = 1409732 (N.mm ) ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 36 dC    3 .1,0  tdM = 3 65.1,0 1409732 =61,85 (mm) Chọn: dC = 70 (mm) 5.4 Tính trục tang Chọn vật liệu chế tạo trục là gang xám 5.4.1 Tính sơ bộ trục Đƣờng kính trục xác định bằng mô men xoắn theo công thức D    3 .2,0  T với   = 20 (Mpa) Đƣờng kính trục tang Dt = 3 20.2,0 1366936 = 70 (mm) Chọn dt = 75 (mm) 5.4.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và chi tiết quay: -Từ đƣờng kính trục xác định gần đúng đƣờng kính ổ lăn b0 ( tra bảng 10.2) d1=75 mm  b01= 37 mm -Ta có: a = (b03/2) + k1 + k2 +1,3(bw2/2) = 37/2 + 10 + 10 + 1,3.71/2 = 84,65 (mm) b = lt – 1,3.bw2 = 650 – 1,3.70 = 559 (mm) = 85,4 (mm) l2 = Lk2/2 + k3 + hn + b03/2 = 85/2 + 15 + 20 + 37/2 = 96 (mm) k1=10 mm, là khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khỏng cách giữa các chi tiết quay. k2 =10 mm, là khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của ổ b03= 75 mm, là chiều rộng ổ lăn trên trục tang bw2 = 1,3.71/2, là chiều rộng may ơ bánh răng thứ hai lk2 = 85, là khoảng cách từ ổ lăn đến khớp nối xích con lăn k3 = 15, là khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ hn = 20, là chiều cao nắp ổ và đầu bulông 5.4.3 Xác định đƣờng kính và chiều dài đoạn trục tang: SMax = 6313 (N) ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 37 -Xác định phản lực  MxE = 823.FtA – 727.FxB = O (1)  MyE = -727.FyB + SMax.84 + SMax.643 = O (2)  Fx = – FxB – FxE + FtA = O (3)  Fy = - 2SMax + FyB +FyE= O (4) Từ (1), (2), (3), (4), ta đƣợc: FyE = 6313 (N); FyB = 6313 (N); FxB = 3263 (N); FxE = 431 (N) -Vẽ biểu đồ mômen uốn và xoắn: FxE T (Nmm) SMax My (Nmm) Mx (Nmm) RDx ABA 530292 354624 36204 1366936 y x FxB SMax FyBFyE C D ba l2a 530292 39082 683468 -Tính mô men tƣơng để xác định đƣờng kính tại các tiết diện: + Tại A: Chọn: dA = 24 (mm) + Tại B: Mtđ = 22 Iy TM  = 22 1366926354624  = 1412187 (N.mm ) ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 38 dB    3 .1,0  tdM = 3 65.1,0 1412187 =60,7 (mm) Chọn: dB= dE = 65 (mm), (cùng ổ lăn) + Tại C: Mtđ = 222 xIy MTM  = 222 1366936390828354624  = 1517389 (N.mm ) dC    3 .1,0  tdM = 3 65.1,0 1517389 = 62,2 (mm) Chọn : dC = dD = 70 (mm) 5.5 Thông số về các trục + Đối với trục 1 d10 = 24mm) ; Mtđ10= 48645 (Nmm) ; T10 = 486450 (Nmm) d11 = 25 (mm) ; Mtđ11= 50572 (Nmm) ; T10 = 486450 (Nmm) d12 = 30 (mm) ; Mtđ12= 113093 (Nmm) ; T10= 486450 (Nmm) d13 = d10 = 24 (mm) ; Mtđ13= 0 (Nmm) ; T10= 0 (Nmm) + Đối với trục 2 d20 = 45 (mm) ; Mtđ20= 0 (Nmm) ; T20= 0 (Nmm) d21 = 50 (mm) ; Mtđ21= 505421(Nmm) ; T21= 309935 (Nmm) d22 = 50 (mm) ; Mtđ22= 407185(Nmm) ; T22= 309935 (Nmm) d23 = 45 (mm) ; Mtđ23= 0 (Nmm) ; T23= 0 (Nmm) + Đối với trục 3 d30 = 60 (mm) ; Mtđ30= 1366986 (Nmm);T30= 1366936 (Nmm) d31 = 65 (mm) ; Mtđ31= 1412187(Nmm) ;T31= 1366936 (Nmm) d32 = 70 (mm) ; Mtđ32= 1490732(Nmm) ;T32= 1366936 (Nmm) d33 = 60 (mm) ; Mtđ33= 0 (Nmm) ; T33= 0 (Nmm) 5.6 Kiểm nghiệm trục về độ bền mõi Kết cấu vừa đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện thỗ mãn điều kiện Sj= 22 . jj jj SS SS     [S] ; (1) Trong đó : [S] = 2,5 ÷ 3 hệ số an toàn cho phép : ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 39 S j , S j : hệ số an toàn theo ứng suất pháp, ứng suất tiếp tại cacù điểm nguy hiểm S j = mjajdjk     1 (2) S j = mjajdjk     1 (3) Trong đó : a) 1 , 1 : là giớn hạn uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng. Vì chọn vật liệu trục là thép các bon nên 1 = 0,436. b = 370,6 (Mpa) 1 = 0,58. 1 = 2241, 95 (Mpa) b = 850 (Mpa) b) aj = 2 minmax   : biên độ ứng suất tại các tiết diện c) mj = 2 minmax   ; biên độ ứng suất pháp trung bình tại các tiết diện d) aj , mj : biên độ tiếp và biên độ ứng suất trung bình tại các tiết diện + Do trục quay 2 chiều, ứng suất uốn và ứng suất tiếp thay đổitheo chu kì đối xứng thì + mj = 0, mj = 0 b: Chiều rộng then t1 : Chiều sâu rãnh then trên trục dj : Đƣờng kính trục tại các tiết diện e) Là hệ số kể đến ảnh hƣởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi Tra bảng (10.7)-[1], với b = 85 (Mpa), ta đƣợc :  = 1, và  = 0,05 f) k ,d k d : Là hệ số xác định theo công thức (10,25) và (10.26). k dj =[ j k    +kx-1]/ky (4) ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 40 k dj =[ j k    +kx-1]/ky (5) kx =1 (Mài Ra=0,320,16)(Bảng (10.8)-[1]) Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt   , : Là hệ số kích thƣớc K , K : là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn Tra bảng (10.11)-[1], Ƣùng với các đƣơng kính và b = 850 (Mpa) -Đƣờng kính trục < 30.50  1 1    k =2,1; 1 1    k =1.67 -Đƣờng kính trục nhỏ hơn ( 30.50 ) 2 2    k =2,78; 2 2    k =2,07 Với kiểu lắp k6, thì Ky = 1,5 : là hệ số tăng bền bề mặt trục ( Tôi bằng dòng điện có tần cao (bảng (10.9)-[1]) Thay các số liệu (4) và(5) ta thu đƣợc k 1d = 5,1 11,2 =1,41 k 5,1 78,2 1 d =1,13 k 2d = 5,1 11,2 =1,41 k 5,1 78,2 2 d =1,13 k 3d = 5,1 11,2 =1,41 k 5,1 78,2 3 d =1,13 k 4d = 5,1 67,1 =1,85 k 5,1 07,2 4 d =1,38 k 5d = 5,1 67,1 =1,85 k 5,1 07,2 5 d =1,38 k 6d = 5,1 67,1 =1,85 k 5,1 07,2 6 d =1,38 k 7d = 5,1 67,1 =1,85 k 5,1 07,2 7 d =1,38 Với các thôbg số sau: +d1 = 20 ; Rãnh then b1= 6 ; t1= 3,5 +d2 = 25 ; +d3 = 30 ; ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 41 +d4 = 50 ; Rãnh then b2= 6 ; t2= 4,5 +d5 = 60 ; Rãnh then b3= 6 ; t3= 7,5 +d6 = 65 ; +d7 = 70 ; Rãnh then b3= 6; t3= 6 Moment M1=48645 ; T1= 48465 M2=50572 ; T1= 48465 M3=113093 ; T1= 48465 M4=505421 ; T2= 309935 M5=136698 ; T3= 1366930 M6=1412187 ; T3= 1366930 M7=1490732 ; T3= 1366930 Ta tính đƣợc d1 = 20  w1 = 768,1 ; w01 = 1553,47 631 a ; 31,311 a d2 = 25 w2 =1533,98 ; w02=3067,96 97,322 a ; 86,152 a d3 = 30  w3= 2650,72 ; w03= 5301,44 66,423 a ; 18,93 a d4 = 50  w4=12214,52 ; w04=24486,36 38,414 a ; 66,124 a d5 = 50  w5=21093,75 ; w05=42299,5 655 a ; 32,325 a d6 = 65 w6=26961,25 ; w06 = 53922,5 38,536 a ; 35,256 a d7 = 70 w7 =33560,8 ; w07 = 67234,75 42,447 a ; 33,207 a Thay djajaj k ,, vào (2) và(3) ta đƣợc: S 17,41 S 15,51 S 97'72  S 82,102  ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 42 S 16,63  S 69,183  S 84,44  S 33,104  S 08,35  S 05,45  S 75,36  S 16,56  S 5,47  S 43,67  Và thay vào (1) ta đƣợc các hệ số an toàn : S1= 3,24 3.....5,2][  s S2= 6,42 3.....5,2][  s S3= 5,88 3.....5,2][  s S4= 4,38 3.....5,2][  s S5= 2,54 3.....5,2][  s S6= 3,03 3.....5,2][  s S7= 3,68 3.....5,2][  s Vậy các tiết diện trục đủ bền. ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 43 PHẦN SÁU ĐỊNH KẾT CẤU CỦA TRỤC 6.1 Định kết cấu của trục: 6.1.1 Chọn then: chọn then bằng. Trên trục I: ( 2 then ), Với d= 24 (mm), và d = 27 (mm) Chiều rộng then b= 6( mm) Chiều cao then h= 6 (mm) Chiều sâu ranh trên trục: t 1 =3.5( mm) Chiều sâu rãnh trên lỗ :t2 =2.8 (mm) Bán kính góc lƣợn: r  0.25 Chiều dài then: l = (0.8...0.6)lmbr =0.9*26 =25.4 Với lmbr = 1.3 dc = 1.3*20 =26 (mm) dc : dƣờng kính trục  Vậy ta chọn l=26 (mm), (theo bảng (9.1 a)-{1}) Trên trục II: (2 then), Với d= 50 (mm) Chiều rộng then b=16( mm) Chiều cao then h= 10 (mm) Chiều sâu ranh trên trục: t 1 = 6 ( mm) Chiều sâu rãnh trên lỗ :t2 =4.3 (mm) Bán kính góc lƣợn: r  0.4 Chiều dài then: l = (0.8...0.6)lmbr =0.9*65 =58.5 Với lmbr = 1.3 dc = 1.3*50 =65 (mm) dc : Đƣờng kính trục.  vậy ta chọn l=63 (mm). (theo bảng (9.1 a)-{1}) Trên trục III: (2 then) Với đƣờng kính d = 70 (mm) Chiều rộng then b = 20( mm) Chiều cao then h = 12 (mm) Chiều sâu ranh trên trục: t 1 = 7.5 ( mm) Chiều sâu rãnh trên lỗ :t2 = 4.9 (mm) Bán kính góc lƣợn: r  0.6 Chiều dài then: l = (0.8...0.6)lmbr = 0.9*91 = 81.9 (mm) ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 44 Với lmbr = 1.3 dc = 1.3*50 = 91 (mm) dc : Đƣờng kính trục.  vậy ta chọn l=90 (mm). (theo bảng (9.1 a)-{1}) 6.1.2 Kiểm nghiệm then: 6.1.2.1 Theo điều kiện dập: }{ ** *2 1 d i X d ltd M   Trong đó: MX : Mô men xoắn trên trục (NM). d : Đƣờng kính trục t1 : Chiều cao then lắp trong rãnh trục (mm) l : Chiều dài then {d } : Ứng suất dập cho phé của then. Tra bảng ( 53)-[1] theo tài liệu hƣớng dẫn với vật liệu thép, tải trọng tĩnh dạng ghép cố địng, ta có: {d } = 150 (N/mm 2 ). Then lắp khớp động cơ với hộp giảm tốc:  MX = 48645 (Nmm)  d = 20(mm)  l = 26(mm)  t1 = 3.5 (mm)   d = }{)(4.53 5.3*26*20 2*48645 dNmm  Then lắp bánh răng trên trục I:  MX = 48645 (Nmm)  d = 30 (mm)  l = 26 (mm)  t1 = 3.5 (mm)  d = 4.35 5.3*26*30 48645*2  < { d} Then lắp bánh răng nho û trên trục II:  MX =309935 (Nmm) ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 45  d = 50 (mm)  l = 63 (mm)  t1 = 6 (mm)  d =  )(8.32 6*63*50 309935*2 Nmm { d} Then lắp bánh răng trên trục III  MX = 1366936 (Nmm)  d = 70 (mm)  l = 90 (mm)  t1 = 7.5 (mm)  d =  5.7*90*70 1366936*2 57.6  { d } Vậy các then đều đảm bảo đủ bền. 6.1.2.2 Theo độ bền cắt: {} = }{ ** *2 d X lbd M  MX : Mô men xoắn trên trục (NM). d : Đƣờng kính trục b : Chiều cao then lắp trong rãnh trục (mm) l : Chiều dài then {d } = 120 (N/mm 2 ) là ứng suất cho phép của then, tra bảng (54)-[1], theo tài liệu thép C45, tải trong tĩnh Then lắp khớp nối động cơ và hộp giảm tốc:  x = 8645 (Nmm)  d = 24 (mm)  l =26(mm)  b = 6 (mm)   c = 31.2  { c } Then lắp bánh răng trên trục I  MX = 8645 (Nmm)  d = 30 (mm) ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 46  l = 26 (mm)  b = 6 (mm)   c = 20.8  { c } Then lắp bánh răng nhỏ trên trục II  MX = 309935 (Nmm)  d = 50 (mm)  l = 63 (mm)  b = 16 (mm)   c = 12.3  { c } Then lắp bánh răng trên trục III  MX = 1366936 (Nmm)  d = 70 (mm)  l = 90 (mm)  b = 20 (mm)   c = 12.3  { c } Vậy các then đủ bền ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 47 PHẦN BẢY THIẾT KẾ Ổ LĂN 7.1 Thiết kế ổ lăn trên trục I: Phản lực tác dụng lên hai ổ FL12 =  22 BYBX FF  22 340198 399(N) FL13 = )(15074961423 22 2 2 NFF DYDX  Vì chịu tải nhỏ và không chịu lực hƣớng tâm, ta dùng ổ bi đỡ chặn (một dãy). Thời gian làm việc Lh = 12000 (giờ). Vì đƣờng kính ngõng trục d11 = 25 (mm) nên ta chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ: Với ký hiệu: 109. Đƣờng kính trong d = 25 (mm) Đƣờng kính ngoài D = 47 (mm) Khả năng chịu tải động và tĩnh : C = 20.4 (KN) ; C o= 41(KN)  Kiểm tra khả năng chịu tải của ổ: Tải trọng qui ƣớc : từ công thức (19.3) {2} Q = (X*v*FL13 +Y*Fa 13 )*Kt*Kd Trong đó: FL13 = 1511 (N) ; F a 13 =0 Với Fà/ (FL 13*V)  e  X =1, Y = 0 ( bảng 11.4)-[1]. V = 1 : Vì vòng trong quay Kt =1: Hệ số nhiệt độ ( khi t 0 = 105 0 Kd = 1.2 hệ số kể đến đặc tính của tải trong ( bảng 11.3)-[1].  Q = 1.808 (KN)  Kiểm tra khả năng tải động của ổ: Khả năng chịu tải động : Cd = Q* m L theo (11.1) Q = 1.808 (KN) : tải trọng qui ƣớc m = 3 : bậc của đƣờng cong mỏi đối với ổ bi đỡ L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay V = ( LHE 60 n1 ) *10 -6 ( n: số vòng quay) ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 48 LHE = KHE *L h = 0.25 * 12000 = 3000 (giờ) (Lh = 12000 giờ, tuổi thọ của ổ, KHE: hệ số chế độ tải trọng động )  L = 172.8 (triệu vòng) Vậy : C d =1.808* 3 8.172 = 10.07 (KN) < C = 20.04 (KN) Vậy thỏa mãn điều ta chọn 7.2 Thiết kế ổ lăn trên trục II: Phản lực tổng trên hai ổ: FL20 = )(47173274705 2222 NFF YBXB  FL23 = )(397036641330 2222 NFF YDXD  Tƣơng tự ta chọn ổ lăn theo đƣờng kính trục II: d20 =d23 = 45(mm). (vì lực cũng không lớn lắm nên ta chọn ổ l ăn theo cỡ trung, loại 66409). Vì chịu tải nhỏ và không chịu lực hƣớng tâm, ta dùng ổ bi đỡ chặn( một dãy). Thời gian làm việc Lh =12000 (giờ). Đƣờng kính trong d = 45 (mm) Đƣờng kính ngoài D = 120 (mm) Khả năng chịu tải động và tĩnh : C = 64 (KN) ; C o= 48.2(KN)  Kiểm tra khả năng chịu tải của ổ:  Tải trọng qui ƣớc : từ công thức (11.3)-[1]. Q = ( X*V*FL20 +Y*Fa 23) Kt*Kd Trong đó: FL20 = 4717 (N) F a 23 =0 Với Fà/ (FL 20*V)    X =1, Y = 0 ( bảng 11.4)-[1]. V = 1 Vì vòng trong quay Kt =1 Hệ số nhiệt độ ( khi t 0 =105 0 c) Kd = 1.2 Hệ số kể đến đặc tính của tải trong ( bảng (11.3)-[1])  Q = (1.1*1 *4717 ) 11.2 = 5.66 (KN) (KN)  Kiểm tra khả năng tải động của ổ: Khả năng chịu tải động : Cd = Q* m L theo (11.1) Q = 5.66 (KN) : tải trọng qui ƣớc ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 49 m = 3 : bậc của đƣờng cong mỏi đối với ổ bi đỡ L: tuổi thọ tính bằng triệu vòngm quay L= ( LHE 60 n2 ) *10 -6 ( n 2: số vòng quay trục 2) n2 = 143.28 (vòng/ phút) LHE = KHE *L h = 0.25 * 12000 = 3000 (giờ) (Lh = 12000 giờ, tuổi thọ của ổ, KHE : hệ số chế độ tải trọng động )  L =25.8 (triệu vòng) Vậy : C d = 5.66* )(64)(72.168.25 3 KNCKN  Vậy thỏa mãn điều ta chọn 7.3 Thiết kế ổ lăn trên trục III: Phản lực tác dụng lên ổ: FL13 = 22 10241514  = 1827.8 (N) FL33 = 22 3791837  = 3882 (N) Tƣơng tự cho tải trọng nhỏ ta chọn ổ lăn với kí hiệu 213 Đƣờng kính trong d= 65 (mm) Đƣờng kính ngoài D = 140 (mm) Khả năng chịu tải động và tĩnh : C =89 (KN) ; C o=76.4(KN)  Kiểm tra khả năng chịu tải của ổ: Tải trọng qui ƣớc : từ công thức (11.3)-[1]. Q = ( X*V*FL33 +Y*Fa 33) Kt*Kd FL33 = 3882 (N) F a 13 = 0 với Fa33 ø/ (FL33*V)    X =1, Y = 0 ( bảng 11.4)-[1]. V = 1 : Vì vòng trong quay Kt =1 Hệ số nhiệt độ ( khi t 0 =105 0 c) Kd =1.2 hệ số kể đến đặc tính của tải trọng ( bảng (11.3)-[1].  Q = (1.1*1 *3882 ) 11.2 = 4.658 (KN)  Kiểm tra khả năng tải động của ổ: Khả năng chịu tải động : Cd =Q* m L theo (11.1) ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 50 Q = 4.856 (KN) : Tải trọng qui ƣớc m = 3 : Bậc của đƣờng cong mỏi đối với ổ bi đỡ L: Tuổi thọ tính bằng triệu vòngm quay L= ( LHE 60 n3 ) *10 -6 ( n 3: Số vòng quay trục 2) n2 = 30.88 (vòng/ phút) LHE = KHE *L h = 0.25 * 12000 = 3000 (giờ) (Lh =12000 giờ, tuổi thọ của ổ, KHE : hệ số chế độ tải trọng động )  L = 25.8 (triệu vòng) Vậy : C d = 5.66* 8925.866.5 3  C Vậy thỏa mãn điều ta chọn 7.4 Thiết kế ổ lăn cho trục tang: Chọn kiểu cùng với trục III, với kí hiệu 313. ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 51 PHẦN TÁM TÍNH TOÁN VÀ CHỌN VỎ HỘP Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tƣơng đối giữa các chi tiết và các bộ phận của máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đế, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi Vật liệu là gang xám GX15-32 Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua các trục để lắp các chi tiết thuận tiện và dễ dàng hơn Bề mặt lắp nắp và thân đƣợc cạo sạch hoặc mài, để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặt biệt. Mặt đáy lỗ dốc về phía lỗ tháo dầu với độ dốc từ 10...30, và ngay tại chỗ tháo dầu lõm xuống Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thƣớt cơ bản nhƣ sau:  Các kích thƣớt cơ bản của hộp giảm tốc:Chiều dày  Thân hộp: 1 = 4*2.1 T > 6 Với T = 1366.93(Nm) mômen xoắn trên trục bánh răng cấp chậm.  1 =7.3(mm)  Chọn 1 =15 (mm)  Nắp hộp: 2 =0.85*1 =12.75  Chọn 2 = 13( mm) Nhƣng để dễ chế tạo thì ta chọn 2 =15 (mm)  Gân: + Chiều dày gân nắp: m1 =( 0.85...1) 2 = 85*15 =12.75 (mm)  Chọn m1 = 13 (mm)  Chiều dày gân thân: m2 = 0.85 1 = 12.75 (mm)  Chọn m2 = 13 (mm)  Bulông: + Bulông nền: d1 1.6* 123 T (bảng 10.13){2}  Chọn d1 = 22 (mm) + Bulông cạnh ổ: d2 = 0.7 d1 = 14.4 (mm) ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 52  Chọn d2 = 14 (mm) + Bu lông ghép mặt bích nắp và thân: d3 =0.8 *d2 =12.32 (mm)  chọn d3 = 14 (mm) + Bulông ghép nắp ổ: d4 =0.7* d2 = 9.8 (mm)  Chọn d4 = 12 (mm) + Bulông ghép nắp cửa thăm: d5 =0.6*d2 = 8.4 (mm)  chọn d5 = 10 (mm).  Chiều dày bích thân: st =1.5 *d3 = 21 (mm)  chọn st = 21 (mm)  Chiều dày bích nắp: sn =1.5 d 3 = 21 (mm)  Chọn sn = 21 (mm)  Chiều dày mặt đế: sd =1.5 *d1 = 33 (mm)  Chọn sd = 33 (mm) + Số lƣợng bu lông nền : n = 6 (bu lông ) ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 53 PHẦN CHÍN CHỌN CÁC CHI TIẾT PHỤ 9.1 Vòng phớt dầu: Công dụng ngăn không cho dầu mở chảy ra ngoài, và ngăn không cho bụi từ ngoài vào trong hộp giảm tốc. Chọn loại vòng phớt hình thang Vị trí lắp đặt các đầu ló ra khỏi hộp giảm tốc Kích thƣớt vòng 2 phớt nhƣ sau: d d1 d2 D a b so 20 21 19 33 6 4.3 9 45 16 14 64 9 6.5 12 60 61.5 59 79 9 6.5 12 9.2 Chốt định vị: Có tác dụng định vị chính xác vị trí của nắp và bulông, hộp giảm tốc. Nhờ chốt định vị mà khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ, do đó loại trừ đƣợc nguyên nhân làm hỏng ổ. Theo bảng (17.4b)-[1], ta có các thông số sau: dc =6( mm) l =40 (mm) c =1 (mm) 9.3 Nắp cửa thăm: Có tác để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy, trong hộp giảm tốc, và đổ dầu vào hộp giảm tốc, đƣợc bố trí trên đỉnh hộp, cửa thăm đƣợc đậy bằng nắp. Ta chọn kích thƣớt của cửa thăm nhƣ sau:(theo bảng 17. 5)-[1] A B A1 B1 C K1 R Vít sólƣợng 100 75 150 100 125 87 12 M8*22 4 9.4 Nút thông hơi : ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 54 Công dụng để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp giảm tốc. Vị trí của nút thông hơi đƣợc lắp trên nắp cửa thăm: Các thông số cho trong bảng sau: A B C D E G H I K L M O P M27*3 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 9.5 Nút tháo dầu : Công dụng để tháo dầu củ và thay dầu mới Vị trí lắp đặt : mặt đáy hợp Kích thƣớc nhƣ sau: (17.7)-[1]. D B M A F L C Q D1 D S D0 M20 15 9 4 3 28 2,5 17,8 21 30 22 25,4 9.6 Que thăm dầu: Công dụng để kiễm tra dầu trong hộp giảm tốc Vị trí lắp đặt nghiêng 1 góc nhỏ hơn 450 so với mặt bên Kích thƣớc theo tiêu chuẩn Để tránh sóng dầu gây khó khăn cho việc kiểm tra que thăm dầu thƣờng có vỏ bọc bên ngoài 9.7 Vòng chắn dầu: Công dụng không cho dầu và mỡ tiếp xúc trực tiếp vớinhau Kích thƣớc : bề rộng của vùng chắn 09 mm khe hở giữa vỏ hoặc ống lót với mặt ngoài của vùng ren lấy khoảng 0.02 (mm) ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 55 PHẦN MƢỜI DUNG SAI LẮP GHÉP Căn cứ vào yêu cầu làm việc cuả từng chi tiết trong hợp giảm tốc, ta chọn các kiểu lắp ghép sau: 10.1 Dung sai ổ lăn: Lắp theo hệ thống lổ, để vòng ổ không trƣợt trên bề mặt làm việc, do đó ta chọn mối lắp k6, lắp trung gian có độ dôi. Để ổ có thể di trƣợt dọc trục khi nhiệt độ tăng ta chọn kiể lắp trung gian H7/k6 10.2 Lắp ghép bánh răng lên trục: Lắp theo hệ thống lổ, chọn kiể lắp H7/k6 10.3 Lắp ghép vòng hắn dầu lên trục : Để dể dàng tháo và lắp theo hệ thống lổ, ta chọn kiểu lắp H7/t6 10.4 Lắp chốt định vị : Chọn kiểu lắp H7/n8 10.5 Lắp ghép nắp ổ và thân hợp : Chọn hệ thống lắp theo hệ thống lổ, chọn kiểu lắp lỏng H7/e8, để dễ dàng tháo lắp và điều chỉnh. 10.6 Lắp theo then : Theo chiều rộng kiểu lắp trên trục là P9/h9 và kiểu lắp trên mayơ J9/h9 Theo chiều cao, sai lệch giới hạn kích thƣớc then là h11 Theo chiều dài, sai lệch giới hạn kích thƣớc then là h14 *Bôi trơn hợp giảm tốc và ổ lăn -Bôi trơn hộp giảm tốc : Bằng cách ngâm dầu cho bánh răng ở nhiệt độ 50 0c ứng với vận tốc của bộ truyền v >3 m/s. Dầu có độ nhớt là 57centipois. Tra bảng ta chọn đƣợc dầu bôi trơn là dầu tuabin -Bôi trơn ổ: Do số vòng quay của ổ lăn nhỏ hơn 1500 (v/p) với ổ bi đỡ 1 dãy ta chọn chất bôi trơn là mỡ 2 mỡ lắp đầy 2/3 thể tích phần rỗng của bộ phận ổ. ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 56 BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP STT TRUC CHI TIẾT KÍCH THƢỚC (mm) KIỂU LẮP. TRỤC I KHỚP NỐI- TRỤC  24 H7/k6 TRỤC – Ổ LĂN  30 k6 TRỤC – BÁNH RĂNG  32 H7/k6 Ổ LĂN – THÂN MÁY  24 H7 TRỤC II TRỤC -Ổ LĂN  35 k6 Ổ LĂN –THÂN  45 H7 TRỤC BÁNH RĂNG NHỎ  50 H7/k6 TRỤC BÁNH RĂNG LỚN  40 H7/k6 TRỤC III TRỤC – Ổ LĂN  55 k6 Ổ LĂN – THÂN MÁY  60 H7 TRỤC – BÁNH RĂNG  60 H7/k6 TRỤC – KHỚP NỐI  60 H7/k6 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 57 PHẦN MƢỜI MỘT THIẾT KẾ PHANH Hình 5.8 : Mô hình bộ phanh Mômen cần có của bộ phanh : 238 ( N.m) Lực mà lò xo của bộ phanh cần tạo ra để nén má phanh vào trống phanh: 431 6,09,042,025,0 3,02381        lfD lM P b  N Mb – Mômen phanh D – Đƣờng kính trống phanh f – Hệ số ma sát giữa trống phanh và má phanh  - Hiệu suất của hệ thống bản lề Áp lực nén của trống phanh lên má phanh: 5,775 42,025,0 238      fD M K b N Kiểm tra áp suất của má phanh lên trống phanh:  p S K p  S - Diện tích tiếp xúc giữa trống phanh và má phanh S = .D.B./360 L1 L ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 58  - Góc ôm của trống phanh lên má phanh B - Bề rộng của má phanh [p]- áp suất tiếp xúc cho phép Suy ra: 065,0 360 90 .60.250.14,3 5,775 p  < [p]= 0,4 N/mm 2 Tính chọn lò xo cho càng phanh: Chọn lò xo có D = 60 mm, d = 6mm, n = 6, [] = 2,5.108 N/mm2, G=8.1010 N/mm 2 . Vì là loại phanh thƣờng đóng nên lò xo luôn bị nén để tạo ra một lực là 431 N. Áp suất cực đại trong lò xo: 8 33max 10.3 006,0.14,3 06,0.431.8 d. D.P.8    N/mm 2 Vì lúc bộ phanh hoạt động lò xo còn bị nén thêm một đoạn nữa nên để an toàn ta tăng đƣờng kính của sợi lò xo lên thành 6,5 mm. Độ giản của lò xo mới là: 0313,0 0065,0.10.8 6.06,0.431.8 d.G n.D.P.8 410 3 4 3  m=31,3 mm Kết quả tìm đƣợc có ý nghĩa là: Với cơ cấu phanh này, sau kho lắp các chi tiết rời ban đầu thành cụm phanh hồn chỉnh thì ta tiến hành xiết ốc điều chỉnh lò xo dần dần sao cho lò xo bị nén vào một đoạn là 31,3 mm so với trạng thái tự do. Sau đó định lại các hệ thống tay đòn để mỡ phanh bằng lực điện từ. ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 59 PHẦN MƢỜI HAI KẾT LUẬN Trong thời gian làm đồ án vừa qua, em đƣợc sự hƣớng dẫn tận tình của thầy TRẦN ĐÌNH SƠN và bạn bè. Từ đó, em đã tổng hợp đƣợc nhiều kiến thức hữu ích của môn thiết kế máy cũng nhƣ về tính toán sức bền của vật liệu để vận dụng vào đồ án. Tuy nhiên, với kiến thức và thời gian hạn hẹp, những số liệu mà chúng em đƣa ra và tính toán thiết kế chỉ mới là góc dộ sử dụng tài liệu, sổ tay nên còn gặp nhiều điều sai sót. Em mong thầy cô hƣớng dẫn chỉ bảo thêm để chúng em đƣợc cũng cố kiến thức từ đó rút kinh nghiệm cho các đồ án, luận văn sau này. Qua đồ án này chúng em rút ra đƣợc nhiều kinh nghiệm và đặc biệt thấy đƣợc tầm quan trọng và khó khăn của ngƣời kỹ sƣ khi thiết kế trang thiết bị, các loại máy móc Ở nƣớc ta đang trên con đƣờng công nghiệp hố, hiện đại hố đất nƣớc nên viêc ứng dụng các thiết bị máy móc, điện thay thế cho sức ngƣời. Thiết bị nâng dẫn động bằng tay sẽ đƣợc thay thế bằng động cơ điện, động cơ đốt trong, thuỷ lực . Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn quý thầy cô khoa cơ khí, đặc biệt là thầy TRẦN ĐÌNH SƠN đã tận tình giúp đỡ chúng em hồn thành đồ án này. TÀI LIỆU THAM KHẢO [1]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển: Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, NXB giáo dục, 1987. [2]. Nguyễn Hữu Lộc: Cơ sở thiết kế máy. Trường ĐH Bách Khoa TPHCM, 1997. [3]. Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm: Thiết Kế Chi Tiết Máy. Nhà xuất bản Đại học vàTHCN, 1979.

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • pdfdo_an_mon_hoc_thiet_ke_may_thiet_ke_he_thong_dan_dong_may_nang_hang_1954.pdf
Luận văn liên quan