Thuyết minh Đồ Án thiết kế hệ thống thùng trộn Đề số 06 phương Án 5

Tính toán công suất và tốc độ của trục công tác 2.. Tính toán các bộ truyền: •Tính toán bộ truyền ngoài HGT •Tính toán bộ truyền trong HGT 4.. Tính toán vỏ hộp, xác định kết cấu các ch

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP HỒ CHÍ MINH

KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

THUYẾT MINH

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG THÙNG TRỘN

GVHD: Văn Hữu Thịnh SVTH: Hoàng Bảo Tần MSSV: 20143495

LỚP: 201432A NHÓM: 10

TP.HCM, tháng năm 2022

Trường ĐHSPKT TP.HCM

Khoa: Cơ khí Chế tạo máy

Bộ môn: Cơ sở Thiết kế máy

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY, MMH:

MDPR310423 THIẾT KẾ HỆ THỐNG THÙNG TRỘN

Ngày bảo vệ:

Điều kiện làm việc:

- Tải trọng không đổi, quay một chiều

- Thời gian làm việc 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca)

- Sai số tỉ số truyền hệ thống ∆𝑢/𝑢 ≤ 5%

Số liệu cho trước:

3 Trọng lượng vật liệu trộn G v (N) 2200

II YÊU CẦU

1 01 bản thuyết minh tính toán (tóm tắt)

2 01 bản vẽ chi tiết (khổ A3, vẽ chì)

3 01 bản vẽ lắp HGT (khổ A0, bản in)

4 Nộp file mềm (thuyết minh, bản vẽ) trên trang Dạy học số

III NỘI DUNG THUYẾT MINH

1 Tính toán công suất và tốc độ của trục công tác

2 Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

3 Tính toán các bộ truyền:

•Tính toán bộ truyền ngoài HGT

•Tính toán bộ truyền trong HGT

4 Tính toán thiết kế trục - then

5 Tính chọn ổ lăn

6 Tính toán vỏ hộp, xác định kết cấu các chi tiết máy, chọn khớp nối và các chi tiết phụ

7 Lập bảng dung sai lắp ghép

IV TIẾN ĐỘ THỰC HIỆN

- Phổ biến nội dung, yêu cầu ĐAMH

03 - Tính toán công suất, tốc độ trục công tác

04 - Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền

05

- Tính toán bộ truyền ngoài HGT một trong hai bộ truyền sau:

+Bộ truyền đai +Bộ truyền xích

06 - Tính toán bộ truyền trong HGT

Phần 01: TÍNH TOÁN CÔNG SUẤT VÀ TỐC ĐỘ TRỤC CÔNG TÁC

PHẦN 02: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

2.1 Chọn động cơ điện

2.1.1 Công suất động cơ

– Hiệu suất dẫn động của hệ thống, tra bảng 2.3 trang 19 [1] ta có:

+ Hiệu suất bộ truyền đai thang: ηđ = 0,96

+ Hiệu suất của bộ truyền bánh răng: ηbr = 0,98

+ Hiệu suất của khớp nối trục: ηnt = 1

+ Hiệu suất của ổ lăn: ηol = 0,99

- Hiệu suất dẫn động của hệ thống:

η = ηđ ηbr ηnt ηol3 = 0,96.0,98.1.0,993 = 0,91

+Công suất tính: Pt=P=5,698 (kW) tải trọng tĩnh

- Công suất cần thiết trên trục động cơ theo công thức (2.8) trang 19 [1]:

Pct = P

η =

5,698 0,91 = 6,26 (kW)

2.1.2 Xác định sơ bộ tốc độ quay của động cơ:

- Tốc độ quay trên trục làm việc: nlv = n =76,45 (v/phút)

- Chọn sơ bộ tỉ số truyền:

Ta có bảng 2.4 trang 21 [1]: Tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ

+ Hệ truyền động cơ khí gồm: hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ và bộ truyền đai thang, tra bảng 2.4 trang 21 [1], ta được: Chọn uđ = 2 ; uh = 5

- Tỉ số truyền sơ bộ theo công thức :

usb = uđ uh = 2.5 = 10

- Số vòng quay sơ bộ động cơ theo công thức (2.18) trang 21 [1] :

nsb = nlv 𝑢𝑠𝑏 = 76,45.10 = 764,5 (v/phút)

Chọn động cơ theo tài liệu tham khảo [2]-motor ABB-2

Do công suất cần thiết 𝑃𝑡 =6,26(kW) và tốc độ động bộ đã xác định 𝑛sb = 764,5 (v/ph)

Pđc = 5,5kW, nđc = 715 (v/ph)

2.2 Phân phối tỉ số truyền:

- Tỉ số truyền chung của hệ thống ut theo công thức (3.23) trang 48 [1] :

ut =nđc

𝑛𝑙𝑣 =

71576,45 = 9,35

– Chọn uđ=3,15 (uđ=2;2,24;2,5;2,8;3;3,15) vì u=9,35để bộ truyền đai có kích thước nhỏ gọn

vphút) -Trục 02:

n2 =n1

uh =

226,9842,97 = 76,42(

vphút)

P1 = P2

ηbr ηol =

5,760,98 0,99= 5,94(kW)

2.1.4 Mômen xoắn trên trục:

T2 = 9,55.106.P2

n2 = 9,55.10

6 5,7676,42 = 719811(N mm) – Trục 03:

*Bảng thống kê số liệu

Trục

Trục công tác (trục làm việc)

Số vòng quay n, vg/ph 715 226,98 76,42 76,42

Mômen xoắn T, N.mm 82677 249920 719811 712063

PHẦN 03: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI

3.1 Thông số đầu vào

⁃ Công suất trên trục dẫn 𝑃1 = 𝑃𝑐𝑡 = 6,19 kW

⁃ Tốc độ quay trên trục dẫn 𝑛1 = 𝑛đ𝑐 = 715 v/ph

⁃ TST cho bộ truyền đai 𝑢 = 𝑢đ = 3,15

3.2 Trình tự thực hiện

3.2.1 Chọn loại đai và tiết diện

Dựa vào công suất 𝑃1và tốc độ 𝑛1 ta chọn loại đai thang thường tiết diện

loại B , ta tra bảng (Hình 2.1 ở tài liệu [1])

3.2.2 Chọn đường kính 2 bánh đai

• Đường kính đai nhỏ d1: Chọn d1 = 1,2.dmin = 1,2.160= 192 (mm)

Do đường kính hộp giảm tốc lớn nên chọn d1 = 200 mm

𝑑2 = 𝑢 𝑑1 (1 − 𝜀) = 3,15.200 (1 − 0,02) = 617,4 (𝑚𝑚) Chọn 𝑑2 theo tiêu chuẩn (bảng 4.21[1]) lấy 𝑑2 = 630 mm

• Tỉ số truyền thực tế

𝑢𝑡 = 𝑑2

𝑑1(1 − 𝜀)=

630180(1 − 0,02) = 3,2

∆𝑢 = |𝑢𝑡 − 𝑢|

𝑢 100 =

|3,2 − 3,15|

3,15 100 = 1,59% < 5% 𝐶ℎọ𝑛 𝑐ặ𝑝 đ𝑎𝑖 𝑑1 = 200 𝑚𝑚, 𝑑2 = 630 𝑚𝑚

= 2.630 +𝜋(200 + 630)

(630 − 200)24.630

= 2637,13 (𝑚𝑚)

• Chọn tiêu chuẩn L = 2800 (mm) (bảng 4.13 trang[1])

• Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ: số vòng chạy của đai trong một giây

3.2.7 Tính số đai (công thức (4.16) [1])

• P1: Công suất trên trục bánh đai dẫn (kW) ta có P1=6,19

• [P0]: Công suất cho phép (Kw), bảng 4.19[1] ta chọn P0=2,34

6,19.1,12,34.0,92.1.1,14.0,95= 2,92

Fv=qm.v2=0,178 7,49 2 = 9,99(𝑁)

Loại đai và tiết diện đai Đai thang thường

Tiết diện loại B

PHẦN 04: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

4.1 Thông số đầu vào

- Công suất trên trục bánh răng dẫn P1 = P1 = 5,94 (kW)

- Tốc độ quay trục bánh răng dẫn 𝑛1= n1 = 226,98 (v/ph)

- Tỉ số truyển 𝑢 = 𝑢𝑏𝑟 = 2,97

- Mô men xoắn trên trục bánh răng dẫn 𝑇1 = 𝑇1 = 249920 (N.mm)

- Thời gian làm việc Lh = 18000 giờ

4.2 Trình tự tính toán

⁃ Chọn vật liệu bánh răng: Tùy theo yêu cầu cụ thể như tải trọng lớn hay nhỏ, khả năng công nghệ và thiết bị chế tạo mà có thể chọn vật liệu nhóm I hoặc nhóm II Tham khảo mục 6.1[1] Sau khi chọn vật liệu thống kê các thông tin như ví dụ sau:

Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn

bền

Giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ Độ cứng HB

BR dẫn Thép C45 Tôi cải thiện 850 580 HB 192÷240

BR bị dẫn Thép C45 Tôi cải thiện 750 450 HB 241÷285

⁃ Xác định ứng suất cho phép

Chọn độ cứng HB1 , HB2 Theo bảng 6.2 trang 94 [1] đối với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180

÷ 350

𝜎° 𝐻𝑙𝑖𝑚 = 2𝐻𝐵 + 70; 𝑆𝐻 = 1,1; 𝜎°

𝐹𝑙𝑖𝑚 = 1,8𝐻𝐵; 𝑆𝐹 = 1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 250; độ rắn bánh lớn HB2 = 234, khi đó:

𝜎°𝐻𝑙𝑖𝑚 = 2𝐻𝐵1+ 70 = 2.250 + 70 = 570 𝜎°𝐻𝑙𝑖𝑚 = 2𝐻𝐵2+ 70 = 2.234 + 70 = 538 𝜎°𝐹𝑙𝑖𝑚 = 1,8 𝐻𝐵 = 1,8.250 = 450 𝜎°𝐹𝑙𝑖𝑚 = 1,8 𝐻𝐵 = 1,8.234 = 421 Theo công thức 6.5 ( [1] trang 93):

𝑁𝐻01 = 30𝐻𝐻𝐵1 2,4 = 30 2502,4 = 1,71 107

𝑁𝐻02 = 30𝐻𝐻𝐵22,4 = 30 2342,4 = 1,46 107Thời gian sử dụng bánh răng t: t = 5.300.2.6 = 18000 giờ Theo công thức 6.6[1] với tải trọng tĩnh:

𝑁𝐻𝐸 = 𝑁𝐹𝐸 = 𝑁 = 60 𝑐 𝑛 𝑡𝛴

𝑁𝐻𝐸 = 60.1.279,3.18000 = 3,01 108Suy ra NHE1 > NHO1 do đó KHL2 = 1

NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1

Như vậy theo công thức 6.1a ( [1] trang 93) sơ bộ xác định được:

[𝜎𝐻] =𝜎°𝐻𝑙𝑖𝑚 𝐾𝐻𝐿

𝑆𝐻[𝜎𝐻1] =570.1

1,1 = 518,2(𝑀𝑃𝑎) [𝜎𝐻2] =538.1

[𝜎𝐹] = 𝜎°𝐹𝑙𝑖𝑚.𝐾𝐹𝐿 𝐾𝐹𝐶

𝑆𝐹[𝜎𝐹1] =450.1.1

1,75 = 257,14(𝑀𝑃𝑎) [𝜎𝐹2] =421.1.1

1,75 = 240,57(𝑀𝑃𝑎)

Do bộ truyền quay 1 chiều →KFC = 1 Ứng suất cho phép khi quá tải được tính theo công thức 6.13 và 6.14 ( [1] trang 95,96):

[𝜎𝐻1]𝑚𝑎𝑥 = 2,8 𝜎𝑐ℎ1 = 2,8.580 = 1624(𝑀𝑃𝑎) [𝜎𝐻2]𝑚𝑎𝑥 = 2,8 𝜎𝑐ℎ2 = 2,8.450 = 1260(𝑀𝑃𝑎) [𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥 = 0,8 𝜎𝑐ℎ1 = 0,8.580 = 464(𝑀𝑃𝑎) [𝜎𝐹2]𝑚𝑎𝑥 = 0,8 𝜎𝑐ℎ2 = 0,8.450 = 360(𝑀𝑃𝑎)

• Theo công thức 6.16 ([1] trang 97:

𝑐𝑜𝑠 𝛽 = 𝑚 𝑧𝑡

2 𝑎𝑤 =

2,5.1342.170 = 0,98 Góc nghiêng β = 11,28 ° (thỏa điều kiện nằm trong 8°÷20°)

2,97 100% = 1,01% < 4% thỏa điều kiện Xác định góc ăn khớp theo công thức 6.27

𝑐𝑜𝑠 𝛼 = 𝑚 𝑧𝑡 𝑐𝑜𝑠 𝛼

2 𝛼𝑤 =

2,5.134 𝑐𝑜𝑠202.170 = 0,93

=> 𝛼𝑡𝑤=22,11°

⁃ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.33 ([1] trang 105) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt mặt của bộ truyền:

• Hệ số trùng khớp ngang theo công thức 6.38b ([1] trang 105):

• Đường kính vòng lăn bánh nhỏ, công thức 5.16 trang 117 [3]

𝑑𝑤1 = 2𝑎𝑤

u + 1 =

2 1702,97 + 1= 85,64 (𝑚𝑚)

• Vận tốc vòng của bánh răng, công thức 6.40[1]

• Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, công thức 6.41[1]

𝐾𝐻𝑣 = 1 + 𝑣𝐻𝑏𝑤𝑑𝑤1

2 𝑇1𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻𝛼 = 1 +

1,13.68.85,642.249920.1,05.1,13 = 1,01

+𝑍𝑅 = 1(với cấp chính xác động học là 9, độ nhám 𝑅𝑎 = 0,63 ÷ 1,25 𝜇𝑚) +𝐾𝑥𝐻 = 1 (𝑑𝑎 < 700𝑚𝑚)

Như vậy 𝜎𝐻 = 443,57𝑀𝑃𝑎 > 429,36 𝑀𝑃𝑎 = [𝜎𝐻] thỏa điều kiện về độ bền tiếp xúc

Kiểm tra: [𝜎𝐻 ]−𝜎𝐻

[𝜎𝐻] =443,57−429,36

429,36 100% = 3,3% < 4%( 𝑡ℎỏ𝑎)

⁃ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Theo công thức 6.43, 6.44 ([1] trang 108):

+ T1 = 249920 Nmm

+ Theo bảng 6.7 ([1] trang 98):𝐾𝐹𝛽 = 1,1 ;

+ Theo bảng 6.14 ([1] trang 107) với 𝑣 ≤ 2,5 (𝑚

+ Theo công thức 6.46 ([1] trang 109):

𝜀 𝛼 = 1

1,72 = 0,58 + Với 𝛽 = 11,28𝑜; 𝑌𝛽 = 1 − ( 𝛽

140 𝑜) = 1 − (11,28°

140 𝑜) = 0,92 + Số răng tương đương

𝑍𝑣1 = 𝑍1

𝐶𝑜𝑠3𝛽 =

34(𝑐𝑜𝑠 11,28°)3 = 36

𝑍𝑣2 = 𝑍2

𝐶𝑜𝑠3𝛽 =

100(𝑐𝑜𝑠11,28°)3 = 106 + Theo bảng 6.18 ([1] trang 109): 𝑌𝐹1 = 3,7; 𝑌𝐹2 = 3,6

⁃ Tính lại ứng suất uốn cho phép:

Vì 𝑑𝑎 < 400 (𝑚𝑚) nên 𝐾𝑥𝐹 = 1 Với m = 2,5 mm =>𝑌𝑠 = 1,08 − 0,0695 𝑙𝑛 (2,5) = 1,02;

𝑌𝑅 = 1 Theo (6.2) và (6.2a):

[𝜎𝐹1] = [𝜎𝐹1] 𝑌𝑅 𝑌𝑆 𝐾𝑥𝐹 = 257,14 1 1,02 1 = 252,35 𝑀𝑃𝑎 [𝜎𝐹2] = [𝜎𝐹2] 𝑌𝑅 𝑌𝑆 𝐾𝑥𝐹 = 240,57 1 1,02 1 = 245,38𝑀𝑃𝑎

-Các thông số khác của bánh răng

𝐹𝑟1 =𝐹𝑡1.𝑡𝑎𝑛𝛼𝑡

𝐶𝑜𝑠 𝛽 =5836,52.𝑡𝑎𝑛22,11°

𝑐𝑜𝑠11,28° = 2465,06 (𝑁) + Lực dọc trục:

𝐹𝑎1 = 𝐹𝑡1 𝑡𝑎𝑛𝛽 = 5950,48 𝑡𝑎𝑛11,28° = 1186,86 (𝑁) -kiểm tra lại tỉ số toàn hệ thống

+Tỉ số truyền lý thuyết

𝑢𝑙𝑡 = 𝑛đ𝑐

𝑛𝑐𝑡 =

71576,42 = 9,36 + Tỉ số truyền thực tế

100

34 = 9,14 +Sai số tỉ số truyền hệ thống

Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị

Tổng kết thông số bộ truyền bánh răng

PHẦN 05: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

1.Chọn vật liệu chế tạo trục:

Dựa vào đặt điểm làm việc của hộp giảm tốc và tải trọng tác dụng lên các trục trong quá trình hệ thống làm việc, cộng với việc để thuận lợi cho quá trình thống nhất hóa trong hệ chế tạo, các thông tin chọn vật liệu cho các trục như sau: Chọn thép C45, thường hóa với cơ tính như sau: 𝜎𝑏 = 600 MPa; 𝜎𝑐ℎ = 340 MPa và ứng suất xoắn cho phép [𝜏] = (12 ÷ 20) MPa 2.Xác định tải trọng tác dụng lên trục:

• Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng :

1 Tính khoảng cách gối đỡ và các điểm đặt lực :

-Chiều dài mayo bánh đai, mayo đĩa xích, mayo bánh răng trụ

lm13 = (1,2 ÷ 1,5)d1 = (1,2 ÷ 1,5) 45 = 54 ÷ 67,5

Chọn lm13 = lm12 = 55 mm

- Chiều dài mayo nửa khớp nối

lm22 = (1,4 ÷ 2,5)d2 = (1,4 ÷ 2,5) 60 = 84 ÷ 150 Chọn lm22 = 100 mm

-Chiều rộng ổ lăn (bảng 10.2 trang 189[1])

Chọn bo1 = 25 mmm và bo2 = 31 mm -Khe hở cần thiết (bảng 10.3 trang 189[1])

k1 = 10 mm

k2 = 15 mm

k3 = 19 mm

k4 = 15 mm

-Khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực (bảng 10.4)

Trục I

Trục II

-Tính momen tại các tiết diện nguy hiểm (Theo công thức 10.15 và 10.16[1])

= √02+ 826398,32+ 0,75 761661,442

= 1057369,5(𝑁 𝑚𝑚)

• Tại tiết diện H:

MtdH = √MxH2 + MyH2 + 0,75TH2 = √02+ 02+ 0,75 761661,442

6 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi và độ bền tĩnh khi quá tải:

- Xác định hệ số 𝐾𝜎𝑑 và 𝐾𝜏𝑑(Theo công thức (10.15) và công thức (10.16)

𝜀 𝜎 + 𝐾𝑥− 1)/𝐾𝑦+ Theo bảng 10.10, [1] trang 198 Chọn 𝜀𝜎=0,85

Ta có

+ 𝐾𝜏𝑑𝐵 = (𝐾𝜏

𝜀 𝜏 + 𝐾𝑥 − 1) /𝐾𝑦 = (1,54

0,78+ 1,06 − 1) /1 = 2,03 + Theo bảng 10.10, [1] trang 198 Chọn 𝜀𝜎=0,8

𝑠𝐵 = sσB sτB

√sσB2+ sτB2 = 6,7 7,52

√6,72+ 7,522 = 5 > [𝑠] = 2,5 Vậy đường kính trục tại tiết tiện B thỏa độ bền mỏi

⁃ Tại tiết diện C:

𝜀 𝜎 + 𝐾𝑥− 1)/𝐾𝑦+ Theo bảng 9.1a([1], trang 173): 𝑏 = 12 𝑚 ; 𝑡1 = 5,5 𝑚𝑚 + Chọn 𝜀𝜎=0,85 (bảng 10.10)

Kσ = 2,07 0,85 = 1,76

KσdC = (Kσ

𝜀𝜎 + 𝐾𝑥 − 1)/𝐾𝑦 = (

1,760,85+ 1,06 − 1) /1

Ta có:

+ 𝐾𝜏𝑑𝐶 = (𝐾𝜏

𝜀 𝜏 + 𝐾𝑥− 1) /𝐾𝑦+ Bảng 10.10, [1] trang 198 chọn 𝜀𝜏 = 0,78 +Với 𝐾𝜏 = 1,54 ∶ Kτ

𝜀𝜏 =1,54

0,78 = 1,97 𝑣à Kτ

𝜀𝜏 = 1,64 lấy 𝐾𝜏

𝜀𝜏 lớn hơn để tính

𝐾𝜏𝑑𝐶 = (𝐾𝜏

𝜀𝜏 + 𝐾𝑥 − 1) /𝐾𝑦 = (

1,540,78+ 1,06 − 1) /1 = 2,03

𝑠𝐶 = sσC sτC

√sσC2+ sτC2 = 9,26.2,83

√9,262+ 2,832 = 2,71 > [𝑠] = 2,5 Vậy đường kính trục tại tiết tiện C thỏa độ bền mỏi

𝜀𝜎 + 𝐾𝑥− 1)/𝐾𝑦+ Theo bảng 10.10, [1] trang 198 Chọn 𝜀𝜎=0,78

𝜀 𝜏 + 𝐾𝑥 − 1)/𝐾𝑦+ Theo bảng 10.10, [1] trang 198 Chọn 𝜀τ=0,75

𝐾𝜏 = 2,1 𝜀𝜏 = 2,1 0,75 = 1,58

𝐾𝜏𝑑𝐹 = (𝐾𝜏

𝜀𝜏 + 𝐾𝑥− 1) /𝐾𝑦 = (

1,580,75+ 1,06 − 1)/1

= 2,16

= 34962 𝑁 𝑚𝑚

𝜏𝑎𝐹 = 𝑇𝐹

2𝑊0𝐹 =

761661,442.39462 = 9,65𝑀𝑃𝑎 𝑆𝑢𝑦 𝑟𝑎

𝑠𝐹 = sσF sτF

√sσF2+ sτF2 = 7,25.2,94

√7,252+ 9,652= 2,7 > [𝑠] = 2,5 Vậy đường kính trục tại tiết tiện F thỏa độ bền mỏi

⁃ Tại tiết diện G:

= 2,7 Với 𝑑𝐺 = 55 𝑚𝑚, ta có KσdG = (Kσ

𝜀 𝜎 + 𝐾𝑥 − 1)/𝐾𝑦+ Theo bảng 10.10, [1] trang 198 Chọn 𝜀𝜎=0,79

𝑠𝜏𝐺 = 𝜏−1

𝐾𝜏𝑑𝐺 𝜏𝐺+ 𝜓𝜏𝜏𝑚𝐺 =

151,72,16 8,9 = 8 Với 𝑑𝐺 = 60 𝑚𝑚, ta có KσdG = (𝐾𝜏

𝜀𝜏 + 𝐾𝑥− 1)/𝐾𝑦+ Theo bảng 10.10, [1] trang 198 Chọn 𝜀τ=0,75 + Với 𝐾𝜏 = 1,54 : Kτ

𝜀𝜏 =1,54

0,75= 2,1 và Kτ

𝜀𝜏 = 2,03 chọn 𝐾𝜏

𝜀𝜏 lớn hơn để tính

𝐾𝜏 = 2,1 𝜀𝜏 = 2,1 0,75 = 1,58

𝐾𝜏𝑑𝐹 = (𝐾𝜏

𝜀𝜏 + 𝐾𝑥− 1) /𝐾𝑦 = (

1,580,75+ 1,06 − 1)/1

𝑠𝐺 = sσG sτG

√sσG2+ sτG2 = 2,7.11,66

√2,7 + 1,662 = 2,63 > [𝑠] = 2,5 Vậy đường kính trục tại tiết tiện G thỏa độ bền mỏi

➢ Trục I

⁃ Tại tiết diện B

𝜎 = 𝑀𝑚𝑎𝑥0,1𝑑3 =√97997,462+ 56578,922

0,1 403 = 17,68

𝜏 = 𝑇𝑚𝑎𝑥0,2 𝑑3 =249920,16

0,2 403 = 19,53

𝜎𝑡𝑑 = √17,682+ 19,532 = 38,17 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎] → 𝑇ℎỏ𝑎 đ𝑖ề𝑢 𝑘𝑖ệ𝑛

⁃ Tại tiết diện C:

𝜎 = 𝑀𝑚𝑎𝑥0,1𝑑3 =√154037,482+ 221680,222

0,1 423 = 36,44

𝜏 = 𝑇𝑚𝑎𝑥0,2 𝑑3 =249920,16

0,1 603 = 29

𝜏 = 𝑇𝑚𝑎𝑥0,2 𝑑3 =761661

0,2 603 = 17,63

𝜎𝑡𝑑 = √292+ 17,632= 33,94 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎] → 𝑇ℎỏ𝑎 đ𝑖ề𝑢 𝑘𝑖ệ𝑛

⁃ Tại tiết diện G

𝜎 = 𝑀𝑚𝑎𝑥0,1𝑑3 =√02+ 826398,32

0,1 553 = 49,67

𝜏 = 𝑇𝑚𝑎𝑥0,2 𝑑3 =761661

0,2 553 = 22,89

𝜎𝑡𝑑 = √49,672+ 22,892 = 54,69 𝑀𝑝𝑎 ≤ [𝜎] → 𝑇ℎỏ𝑎 đ𝑖ề𝑢 𝑘𝑖ệ𝑛 Như vậy tại các tiết diện đều thỏa điều kiện về độ bền tĩnh

- Điều kiện sức bền của chốt:

𝜎𝑢 = 𝑘𝑇𝑙00,1 𝑑𝑐3 𝐷0 𝑍 =

1,5.79811.640,1 243 200.8 = 31,24 ≤ [𝜎𝑢] = (60 ÷ 80)𝑀𝑃𝑎 Với l0=l1+𝑙2

VỎ HỘP GIẢM TỐC

Chọn vỏ hộp đúc, bề mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường các tâm trục và song song với đế để việc lắp ghép được dễ dàng Vật liệu là gang xám GX5-32

Các kích thước cơ bản của vỏ hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng thẳng và làm tròn kết quả ( bảng 18-1, trang 85 [2] ):

Chiều dày: Thân hộp 𝛿

D3(2)

𝐷2(2)

𝐾2 = 𝐸2+ 𝑅2+ (3 ÷ 5) = 38 .40

Chiều dày khi không có

phần lồi 𝑆1khi có phần lồi:

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành

Theo bảng 18-6, trang 93 [2] ta có hình dạng và kích thước nút thông hơi như sau :

A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27×2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32

r (mm)

C (kN)

C0 (mm)

r (mm)

C (kN)

C0 (kN)

7311 55 100 21 2,5 34,9 32,1

- Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

• Khả năng tải động của ổ được tính theo công thức (11.1) [1] trang 213

Cd = Q √Lm < C Trong đó:

m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn

L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

L = 60.n1 L h

10 6 =60.715.18000

10 6 = 772,2 (triệu vòng) Với Lh là tuổi thọ của ổ lăn của hộp giảm tốc tính bằng giờ

Lh = (10 ÷ 25) 103 = 18000 (giờ) (CT 11.13)

Q là tải trọng động quy ước (kN)

Q = (X V Fr + Y Fa) kt kd (CT 11.3) Với :

𝐹𝑎, 𝐹𝑟 là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục

V là hệ số kể đến vòng nào quay, V = 1 vì vòng trong quay

𝑘𝑡 là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, 𝑘𝑡 = 1 vì nhiệt độ làm việc < 105°C

𝑘𝑑 là hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3 [1] trang 215 𝑘𝑑 = 1 vì tải trọng tĩnh

X là hệ số tải trọng hướng tâm

Y là hệ số tải trọng dọc trục Tải trọng động quy ước trên ổ:

Q1 = (X1 V FrB+ Y1 Fa1) kt kd = 3523,28(N)

Q2 = (X2 V FrC+ Y2 Fa2) kt kd = 4912,92(N) Vậy 𝑄2 > 𝑄1 nên lấy giá trị 𝑄2 để tính, 𝑄 = 𝑄2 = 4912,92 (𝑁)

Khả năng tải động của ổ được tính theo công thức (11.1) [1] trang 213

𝐶𝑑 = 𝑄 √𝐿𝑚 = 36,11(𝑘𝑁) < 𝐶 = 48,1 (𝑘𝑁)

⇒ Ổ thỏa mãn khả năng tải động

- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh