zunia.vn

Tuyển sinh 2024 dành cho Gen-Z

zunia.vn

» Luận Văn - Báo Cáo

» Cơ khí - Chế tạo máy

Đồ án Chi tiết máy - SVTH. Đỗ Văn Minh

Chia sẻ: Danbo Vu | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:71

Báo xấu

159
lượt xem 24
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Đồ án Chi tiết máy được nghiên cứu nhằm mục đích: Giúp cho sinh viên hiểu những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết có công dụng chung, nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết kế các chi tiết máy, làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này.

Chủ đề:

Bình luận(0) Đăng nhập để gửi bình luận!

Lưu

Nội dung Text: Đồ án Chi tiết máy - SVTH. Đỗ Văn Minh

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA LỜI NÓI ĐẦU Môn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo ,nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các thiết bị phục vụ cho các máy móc ngành công _ nông nghiệp và giao thông vận tải ... Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lí thuyết với thực nghiệm .Lí thuyết tính toán các chi tiết máy được xây dựng trên cơ sở những kiến thức về toán học ,vật lí ,cơ học lí thuyết ,nguyên lý máy ,sức bền vật liệu v.v…,được chứng minh và hoàn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất . Đồ án môn học chi tiết máy là một trong các đồ án có tầm quan trọng nhất đối với một sinh viên khoa cơ khí. Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết có công dụng chung ,nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết kế các chi tiết máy ,làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này. Được sự giúp đỡ và hướng dẫn tận tình của thầy - cán bộ giảng dạy thuộc bộ môn chi tiết máy , đến nay đồ án môn học của em đã hoàn thành. Tuy nhiên việc thiết kế đồ án không tránh khỏi sai sót em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy và sự góp ý của các bạn. Em xin chân thành cảm ơn thầy đã giúp đỡ em hoàn thành công việc được giao. Hà Nội, ngày 11/08/2012 Sinh viên: Đỗ Văn Vinh Lớp: Ck5-k5 1 SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY PHẦN 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG I.Chọn động cơ. 1, Xác định công suất động cơ +Công suất cần thiết trên trục đông cơ: Pt Pct = ( kw )  - Trong đó: Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ  là hiệu suất truyền động    đ . k . brm . oln . ot Tra bảng 2.3(Giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) có: đ là hiệu suất bộ truyền đai. đ = 0,95 k là hiệu suất khớp nối k = 1 br là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ br = 0,97 ol là hiệu suất 1 cặp ổ lăn ol = 0,99 m là số cặp bánh răng ( m = 2) n là số cặp ổ lăn ( n=4 ) Hiệu suất của toàn bộ hệ thống là:   0, 95.1.0,994.0,97 2  0,86 Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác Ta có: +, P t = β.Plv ( kw ) F.v 14000.0, 48 Plv = = = 6,72 ( kw ) 1000 1000 -Trong đó: F là lực kéo băng tải: F = 14000(N) V là vận tốc băng tải: v = 0,48 (m/s) 2 SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA β là hệ số tải trọng thay đổi T t T t 2,5 4,8 β= ( 1 ) 2 . 1  ( 2 ) 2 . 2  (1, 4) 2 .  (0, 75) 2 .  0,8 T1 tck T1 tck 8 8 Công suất tính toán là: Pt = 0,8.6,72 = 5,38( kw ) Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là: Pt 5, 38 Pct = = = 6,26 ( kw )  0,86 2, Xác định vòng quay đồng bộ của trục động cơ Số vòng quay của trục máy công tác là: 60000.v 60000.0, 48 nlv = = = 28,66 ( vòng/phút ) п.D 3,14.320 Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống được tính theo công thức: ut = u1 . u2 trong đó: u1 là tỉ số truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp chọn u1 = 16 u2 tỉ số truyền động đai thang thường chọn u2 = 3 Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là: ut = u1 . u2 = 16.3 =48 Số vòng quay sơ bộ của toàn bộ động cơ là: nsb = nlv.ut = 28,66.48= 1419 ( vòng/phút ) 3, Chọn động cơ Động cơ được chọn phải có công suất và số vòng quay thỏa mãn đồng thời các điều kiện: Pđc > Pct nđc  nsb T K T mm  T dn T1 3 SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA Theo bảng phụ lục P1.3(giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Ta chọn được động cơ kiểu: 4A132S4Y3 Các thông số của động cơ như sau: Pđc = 7.5 kw TK  2 ; nđb = 1455 ( vòng/phút ) Tdn Ta thấy: Pđc = 7.5 > Pct TK T  2  mm  1,45 Vậy động cơ đã chọn thỏa mãn Tdn T1 II. Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền ut của hệ thống dẫn động nđc 1455 ut = = = 49,2 nlv 28,66 mà: ut = un.uh với un là tỉ số truyền của bộ truyền ngoài. Chọn un = 3,15 ut 49,2 ta có: uh = = = 15,62 un 3,15 Tra bảng 3.1(Giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Chọn uh = 16 ta có u1=4,91; u2= 3,26 Trong đó: u1 là tỉ số truyền của bánh răng cấp nhanh u2 là tỉ số truyền của bánh răng cấp chậm ut 49,2 Tính lại: un = = =3,08 uh 16 3,15-3,08 Ta có  = .100% = 2,2 < 4% 3,15 III. Tính các thông số hình học *, Công suất - Công suất trên trục công tác Pt = 6,82 ( kw ) - Công suất trên trục III là: 4 SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA Pt 6,82 PIII   =6,89 ( kw ) ot .k 0,99.1 - Công suất trên trục II là: PIII 6,89 PII    3,585 ( kw ) 2. ol . br 2.0,99.0,97 - Công suất trên trục I là: PII 7,17 PI    7,47 ( kw )  ol . br 0,99.0,97 *, Số vòng quay nđc 1455 nI = = = 462 ( vòng/phút ) uđ 3,15 nI 462 nII = = = 94 ( vòng/phút ) u1 4,91 nII 94 nIII = = =29 ( vòng/phút ) u2 3,26 *, Giá trị của momen Pđc 7,5 Tđc = 9,55.106 . = 9,55.106 . = 49227 (N.mm) nđc 1455 PI 7,47 TI = 9,55.106. = 9,55.106 . = 154412 (N.mm) nI 462 PII 3,585 TII = 9,55.106 . = 9,55.106. = 364221 (N.mm) nII 94 PIII 6,89 TIII = 9,55.106 . = 9,55.106. = 2268948 (N.mm) nIII 29 Bảng tính công suất, momen xoắn và tỉ số truyền Trục Động I II III Thông số cơ U Uđ = 3,15 U1= 4,91 U2 = 3,26 P(kw) 7,5 7,47 3,585 6,89 n(v/ph) 1455 462 94 29 T(N.mm) 49227 154412 364221 2268948 5 SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA PHẦN 2. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY A. Tính toán bộ truyền đai S¬ ®å bé truyÒn ®ai TiÕt diÖn A. d2  b   a : lµ kho¶ng c¸ch gi÷a hai trôc b¸nh ®ai. 1 2    : lµ gãc «m ®ai trªn b¸nh nhá vµ lín.. 1 2  : lµ gãc gi÷a hai nh¸nh d©y ®ai. d1  : lµ chiÒu dµy cña d©y ®ai dÑt.. b : lµ chiÒu réng cña ®ai dÑt. A : lµ diÖn tÝch tiÕt diÖn ®ai. A = bx a 1. Chọn loại đai phù hợp với khả năng làm việc: Do chế độ làm việc yêu cầu đối với bộ truyền đai là làm việc ổn định trong hai ca tương đương với 16 h. Cho nên đai phải có độ bền cao thêm vào đó vẫn phải bảo đảm yêu cầu về kinh tế là là giá thành phải tối thiểu nhất. Cho nên ta lựa chọn loại đai dẹt được làm bằng vải và cao su. 2. Xác định đường kính đai nhỏ: Đường kính đai nhỏ được xác định bởi công thức thực nghiệm: d 1  5,2  6,4 .3 T1 Ở đây T1 là mômen xoắn trên trục chủ động nên ta có T1 = Tdc = 49227 (N.mm). Thay số vào ta có xác định sơ bộ đường kính bánh đai như sau: d 1  5,2  6,4.3 Tdc  5,2  6,4 .3 49227  190  234(mm) Theo dãy tiêu chuẩn ta sẽ chọn được d1 = 224 (mm). Khi đó vận tốc đai được xác định bởi công thức như sau:  .d1 .n1 3,14.224.1455 v   17 (m/s). 60.1000 60000 6 SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA Do v = 17 (m/s) < vmax = (2530) (m/s). Cho nên đường kính d1 là phù hợp với điều kiện làm việc của bộ truyền. 3. Xác định đường kính đai lớn: Đường kính đai lớn được xác định bởi công thức: d 2  d 1 .u.1    Trong đó: - u là tỉ số chuyền của bộ chuyền đai  u = Ung = 3,15. -  là hệ số trượt đối với đai vải cao su thì  = 0,01 . - d1 là đường kính của bánh đai nhỏ sau khi chuẩn hoá.  d 2  d1 .u.1     224.3,15.1  0,01  698,5mm . Theo dãy tiêu chuẩn ta sẽ chọn d2 = 710 (mm). Bảng 21.15 * Kiểm nghiệm lại số vòng quay thực của bánh bị dẫn. Ta có số vòng quay thực của bánh bị dẫn được xác định bởi công thức như sau: n2'  1   .n1 .d1  1  0,01.1455.224  455,39 (vòng/phút). d2 710 n 2'  n 2 455,39  462,86 Với sai số vòng quay n  .100%  .100%  1,6% n2 462,86  n < 4% đây là giá trị vẫn đáp ứng được điều kiện bộ truyền đai làm việc bình thường tức là bảo được tỉ số chuyền cần thiết. Cho nên đường kính d2 đã tính toán trên đây đạt yêu cầu. 4. Xác định khoảng cách giữa hai trục bánh đai a và chiều dài của đai L. a  (1,5  2).(d 1  d 2 )  (1,5  2).(224  710)  (1401  1868) (mm) Ta chọn a = 1500 (mm) Khi đó L xác định theo công thức sau: .( d 1  d 2 ) .( d 2  d 1 ) L  2.a   2 4.a Thay số vào công thức trên ta thu được giá trị của L như sau: 3,14.(224  710) 3,14.(710  224) L  2.1500    4467 (mm). 2 4.1500 7 SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA Tuy nhiên tuỳ thuộc vào cách thức nối đai ta có thể tăng thêm chiều dài dây đai từ 100400 (mm) để bộ truyền làm việc tốt. 5. Tính góc ôm đai 1. Góc ôm 1 trên bánh nhỏ được xác định bởi công thức sau: 180 0  57 0. d 2  d1  . = 1800 -  = 1 a Thay các giá trị của d1 và d2 vào công thức trên đây ta có:  1  180 0  57 0. 710  224  161.5 0  1610 31' 1500 Nhận thấy rằng 1 = 161031’ > 1500 thỏa mãn yêu cầu về góc ôm đai. Số vòng chạy của đai: v(m/s) 17 1 i= = =3,8 < imax = (3  5) ( ) L(m) 4,4667 s 6. Xác định chiều dày () và chiều rộng (b) của đai dẹt. Để đai ta thiết kế làm việc tốt cho hiệu suất bộ truyền khác 0 thì đai thiết kế ra phải đáp ứng được khả năng kéo của đai phát sinh ra trong quá trình làm việc không được vượt quá một giá trị cho phép xác định bởi thực nghiệm (Tránh hiện tượng trượt trơn hoàn toàn). t    0  t  2.0.0 = [t]. 2. 0 Ft .K d F .K F .K Mặt khác ta lại có:  t    t   A  b.  t d  b  t d . A  t   t . Trong đó: - Ft là lực vòng. - Kd là hệ số tải động. Lực vòng Ft được xác định thông qua công suất của động cơ Pđc và vân tốc v của đai: Pdc .1000 7,5.1000 Ft    441,2( N ). v 17 8 SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA Còn hệ số tải động Kđ = 1,2 do làm việc trong 2 ca với máy điện xoay chiều . Bảng 4.7 Chiều dày của đai  được xác định theo tỉ số /d 1 sao cho tỉ số không vượt quá một trị số cho phép nhằm hạn chế ứng suất phát sinh ra trong đai có tác dụng tăng tuổi thọ của đai. Đối với đai làm bằng vải và cao su tra Bảng 4.8 (Trang 55-Tập 1 Tính toán . . .) ta có (/d1)max = 1/40. Khi đó ta xác định được chiều dày cho phép như sau: /d1  1/40    d1/40 = 224/40 = 5,6 (mm). Chọn  = 5 ( mm). Theo Bảng 4.1 (Trang 51 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định được loại đai đã dùng là Ъ - 800 có 4 lớp lót và chiều dày của đai  = 5 (mm). Khi đó bề rộng của đai b được xác định theo công thức sau: Ft .K d 404 .1,15 103,2 b    t . 4,5. t   t  Đối với đai dẹt ứng suất cho phép được xác định theo thực nghiệm như sau: [t] =[t]o.Cp.C.Cv. (*) Trong đó: - Cb là hệ số xét đén sự bố trí bộ truyền và cách căng đai. Do góc nghiêng bộ truyền là 600 nên ta chọn Cb = 0,9 - C là hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai. Ta có: C = 1 – 0,003.( 180o - 1)  C = 1 – 0,003.( 180o - 161,5o) = 0,94. - Cv là hệ số xét đến ảnh hưởng của vân tốc. Cv = 1,04 – 0,0004.v2  CV = 0,92. [t]o là ứng suất có ích cho phép Do góc nghiêng bộ truyền là 600 nên ta chọn o =1,8 (MPa) Theo bảng 4.9 ta có: k1 = 2,5; k2 = 10 9 SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA k2.σ Nên [t]o = k1 - = 2,4 d1 [t] =[t]o.Cb.C.Cv = 2,4.0,9.0,94.0,92 = 1,87 (N/mm2). Vây ta sẽ tính được giá trị chiều rộng của đai như sau: 441,2.1,2 441,2.1,2 b   56,6(mm) .  t . 1,87.5 Vây ta chọn theo tiêu dãy chuẩn ta chọn b = 63 (mm). 7. Tính chiều rộng của bánh đai (B). Tra bảng 21.16 ta có chiều rộng bánh đai B = 71 (mm). 8. Xác định lực tác dụng lên trục Fr: Lực tác dụng lên trục bánh đai được xác định theo công thức: Fr =2.Fo.sin(1/2) = 2.A.o.sin(1/2) = 2.b. .o.sin(1/2) =2 .b. . [t]. Thay số vào ta có xác định được: Fr = 2.63.5.1,87 = 1178 (N). Bảng kết quả tính bộ truyền đai. Tên đai lượng Ký hiệu Đơn vị đo Kết qủa Ghi chú Đường kính đai lớn d1 mm 710 Đường kính đai nhỏ d2 mm 224 Chiều rộng đai. b mm 63 Chiều rộng bánh đai. B mm 71 Chiều dài dây đai L mm 4467 Thêm 100 : 400 Tiết diện đai  xb mm 2 5x63 Lực tác dụng trục đai. F N 1178 Góc ôm đai bánh nhỏ  1 độ 1610 31' 10 SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA PHẦN III. TÍNH TOÁN CÁC TRUYỀN BÊN TRONG HỘP GIẢM TỐC. A.THIẾT KẾ CẶP BÁNH BÁNH RĂNG THẲNG Ở CẤP NHANH: 1.Chọn vật liệu. Bánh nhỏ: Chọn vật liệu thép C45 và chế độ nhiệt luyện là tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt như sau: HB = 241  285; b1 = 850 MPa ; ch 1 = 580 Mpa Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB1 = 250. Bánh lớn: Chọn vật liệu thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số về vật liệu (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt như sau: HB = 192  240; b2 = 750 MPa ; ch2 = 450 Mpa Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB2 = 235. 2. Xác định ứng suất tiếp xúc [H] và ứng suất uấn [f] cho phép. a. Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:  H    H lim S H .Z R .Z V .K L .K xH . Trong đó: - SH là hệ số an toàn. - ZR là hệ số xét đén ảnh hưởng của độ nhám bề mặt. - ZV là hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc vòng. - ZL là hệ số xét đén ảnh hưởng của bôi trơn. - KxH là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Chọn sơ bộ ZR.ZV.K LKxH = 1 nên ta có  H    H lim / S H Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải N HE được xác định như sau:  H lim   oH lim .K HL . 11 SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA Trong đó: -  H lim là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng. - KHL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc. Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông dẫn động cơ khí) ta có công thức xác định  H lim và SH như sau:  H lim = 2.HB + 70 (MPa) còn SH = 1,1. Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau: H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (Mpa). H lim2 = 2.HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 (Mpa). Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau: KHL= 6 N HO N HE Số chu kỳ cơ sở NHO được xác định bởi công thức như sau: NHO = 30.HB2,4. 2,4 2, 4 7 N  30.HB1  30.250  1,7.10   HO1 2, 4 2, 4  N HO 2  30.HB2  30.235  1,47.10 7 Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE được xác định như sau: N HE  60.c i . Ti / Tmax  .t i .n i . 3 Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1. - Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét. - ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét. - ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. 3 Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có: N HE 2  60.c. Ti / Tmax  .t i .ni . Thay số vào các giá trị tương ứng của công thức ta có:  3,2 4,6  N HE 2  60.1.13  (0,66) 3 . 7 .94.14000  4,5.10  N HO 2  1,4.10 7  8 8   K HL  1 12 SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau: o  H 1   H lim1 .K HL  570.1  518,18 (MPa). SH 1,1 o  H 2   H lim 2 .K HL  540.1  490,9 (MPa).. SH 1,1 Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác định như sau:  H   min H 1 ,  H 2   490,9 (MPa). b. Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:  F    F lim .K FC ..K FL . SF Trong đó: - [Flim] là giới hạn bền mỏi uấn ứng với chu kỳ chịu tải NEF. - SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,75 (Bảng6.2). - KFC là hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải. Chọn KFC = 1 do tải đặt 1 phía, HB < 350 - KFL là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền . KFL = mF N FO / N FE Trong đó - mF là bậc của đường cong mỏi, mF = 6 do HB < 350 - NFO là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở, NFO = 4.106 với tất cả các loại thép. - NFE là số chu kì thay đổi ứng suất tương đương m N FE  60.c. Ti / Tmax  F .t i .ni . Thay số vào ta có: (với bánh răng lớn trên trục II)  3,2 4,6  N FE 2  60.1.16  (0,66) 6 . 7 .94.14000  3,5.10  N FO  4.10 6  8 8   K FL  1 13 SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau: F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450 (Mpa). F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.235 = 423 (Mpa). Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau:  Fo lim1 .K FL .K FC 450.1.1  F 1    257,1 (MPa). SF 1,75 o  F 2   F lim 2 .K FL K FC  423.1.1  241,7 (MPa). SF 1,75 3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Công thức xác định khoảng cách trục a của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng : T1 .K H a1  Ka .(u1 + 1) 3  H 2 .u1 . ba Trong đó: - T1 là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục I) T1 = 154412 (N.mm) - u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng, u1 = 4,91 - Ka là hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng. Ka = 49,5 (Bảng 6.5) Tra bảng 6.6 ta có - KH là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.  bd  0,53. ba . (u1  1)  0,53.035.( 4,91  1)  1,09 Chọn KH = 1,05 Thay số vào công thức ta sẽ xác định được khoảng cách giữa 2 trục a1: 14 SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA 154412.1, 05 a1 49,5.(4,91+1). 3  189, 5 (mm) 481,82.4,91.0,35 Vậy ta chọn sơ bộ a1 = 182 (mm).  Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) được xác đinh như sau: m = (0,01  0,02).a1 = (0,01  0,02).225 = 2,25  4,5. Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn m = 3 mm. * Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lượt là Z1và Z2 ta có : 2.a1 2.225 Z1    25,38 Chọn Z1 = 25 răng. m.u  1 3.4,91  1  Z2 = U1 Z1 = 4,91.25 = 122,8 (răng). Chọn Z2 = 125 (răng). Vậy Zt = Z1 + Z2 = 25 + 125 = 150 . * Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw1 = 2aw1/(u1+ 1) = 2.225/(4,91+1) = 76,1 (mm). * Tính lại khoảng cách trục: m.Zt 3.150 aw = = =225 (mm). 2 2 Vậy không cần dịch chỉnh bánh răng. 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H  [H] = 490,9 MPa. Z M .Z H Z  2.T1 .K H .(U 1  1) Do H = ; d 1 b .U 1 Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; - b : Chiều rộng vành răng. 15 SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA - d1 : Đường kính vòng lăn của bánh chủ động; Ta đã biết được các thông số như sau: - T1 = 154412 (N.mm). - b = ba . a = 0,35.225 = 78,75 mm ; - U1 = 4,91 và d1 = 76,1 (mm). - ZM = 274 Mpa1/3 vì bánh răng làm thép tra Bảng 6.5 2 2 - ZH =   1,76 sin 2 tw sin 40 0 - Z = (4    ) / 3  (4  1,73 / 3)  0,85  1 1  1 1  Vì hệ số trùng khớp  = 1,88 – 3,2     1,88  3,2    1,73 .  Z1 Z2   25 125  - Hệ số KH được xác định bởi công thức: KH = KH.KHα.KHv KH = 1,05 (bảng 6.7) KHα = 1 ( bánh răng thẳng) KHv   H .b .d 1 5,5.78,75.76,1  K Hv  1  2.T .K .K  1  2.154412.1,05.1  1,1  1 H H     .g .v. a  0,006.73.1,84. 225  5,5  H F o u 4,91   .d 1 .n1 3,14.76,1.462 Vận tốc bánh dẫn: v =   1,84 m/s < 2 m/s theo Bảng 6.13 60000 60000 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn...) ta có cấp chính xác động học là 9. Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  H = 0,006. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  go = 73.  K H = KH.KHv.KHα = 1,05.1,1.1 = 1,155. 16 SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA Thay số vào ta xác định được ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng như sau: 274.1,76.0,85 2.154412.1,155.(4,91  1) H =  397,7 (MPa). 76,1 78,75.4,91 Do H = 397,7 < [H] =490,9 nên bánh răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc. *, Tính lại chiều rộng vành răng: bw = 78,75.(  H /[ H ]) 2 = 78,75.(397,7/490,9)2 = 51,7 (mm) Ta chọn bw = 70 (mm). bw‘ = 64(mm). 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay: F  [F]. 2.T1 .K F .Y .Y YF 1 Ta co:  F 1   [F1] b .d 1 .m F2 = F1 . YF2 / Y F1  [F2]. Trong đó : - T1 = 154412 (N.mm). - m = 3, b  = 87,75 (mm), d 1 = 76,1 (mm). 1 1 +, Y    1,136  0,88 - Yε là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng -   là hệ số trùng khớp ngang +, Yβ = 1- β/40 = 1- 0/40 = 1 ( do răng thẳng ). - YF : Hệ số dạng răng. Tra bảng 6.18 ta có: YF1 = 3,9 ; YF2 = 3,6 - K F : Hệ số tải trọng khi tính về uốn. KF = KF.KF KFv. 17 SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA - KF : Hệ số kể đến sự phân bố phân bố không đều trên chiều rộng răng. Tra bảng 6.7: K F = 1,1 - KF : Hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng răng. KF = 1 (với bánh răng thẳng) - b : Chiều rộng vành răng. - m : Môdum của bánh răng. - K Fv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp   F .b .d 1 14,5.78,75.76,1  K Fv  1  2.T .K .K  1  2.154412.1,1.1  1,26 Còn  1 F F  a  F   F .g o .v. u  0,016.73.1,84. 225 / 4,91  14,5  .d 1 .n1 3,14.76,1.462 Vận tốc bánh dẫn: v =   1,84 m/s < 2 m/s theo Bảng 6.13 60000 60000 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn...) ta có cấp chính xác động học là 9. Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  F = 0,016. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  go = 73.  KF = KF.KF KFv = 1,1.1.1,26 = 1,39. 2.T1 .K F .YF 1 2.154412.1,39.3,9 Vậy ta có:  F 1    93,1 (MPa). b .d 1 .m 78,75.76,1.3  F2 = F1 . YF2 / YF1 = 93,1.3,6/3,9= 85,9 (MPa). Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền uấn vì :  F 1  93,1MPa    F 1   257,1MPa    F 2  85,9MPa    F 2   241,7MPa  7. Kiểm nghiệm răng về quá tải. 18 SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy... Lúc đó momen xoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng dư, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng dư, phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax và ứng suất uốn cực đại F1max luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max. * Ta có ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max được xác định như sau:  H max  2,8. ch  .  F max  0,8. ch Vậy suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max của mỗi bánh răng xác định như sau:  H1 max  2,8. ch1  2,8.580  1624MPa .   F1 max  0,8. ch  0,8.580  464MPa .  H 2 max  2,8. ch 2  2,8.450  1260MPa .   F 2 max  0,8. ch  0,8.450  360MPa  * Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định như sau:  H max   H . K qt  (*)  F max   F .K qt Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 2,2. Thay số vào công thức (*) ta có:  H max 1   H . K qt  397,7. 2,2  589,9MPa    H 1 max  1260MPa .   F max 1   F .K qt  93,1.2,2  204,82MPa    F1 max  464MPa .   F max 2   F .K qt  85,9.2,2  188,98MPa    F 2 max  360MPa . Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn. * Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh : - Khoảng cách trục: a = 182 mm. 19 SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA - Môđun bánh răng: m = 3 mm. - Chiều rộng vành răng: bw = 70 mm ; bw‘ = 64 mm. - Số răng bánh răng: Z1 = 25 và Z2 = 125 răng. - Đường kính chia : d1 = m. Z1 = 3.25 = 75 mm; d2 = m.Z2 = 3.125 = 375 mm; - Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2(1+ x1 -y).m = 81mm. da2= d2 + 2(1+ x1 -y).m = 381mm. - Đường kính đáy răng: df1 = d1 - (2,5-2.x1).m = 67,5 mm. df2 = d2 - (2,5-2.x2).m = 367,5 mm - Đường kính cơ sở: db1 = d1. cos  = 66. cos 20 = 70,5 mm; db2 = d2. cos  = 375. cos 20 = 352,4 mm - Góc ăn khớp:  t  ac cos(Z t .m. cos  / 2.a )  20 o - Góc prôfin răng gốc:  = 200. - Bánh răng không có sự dịch chỉnh. 20 SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

TL.01: Bộ Tiểu Luận Triết Học

207 tài liệu

1455 lượt tải

THÔNG TIN

TRỢ GIÚP

HỖ TRỢ KHÁCH HÀNG

Theo dõi chúng tôi

Chịu trách nhiệm nội dung:

Nguyễn Công Hà - Giám đốc Công ty TNHH TÀI LIỆU TRỰC TUYẾN VI NA

LIÊN HỆ

Địa chỉ: P402, 54A Nơ Trang Long, Phường 14, Q.Bình Thạnh, TP.HCM

Hotline: 093 303 0098

Email: support@tailieu.vn

Giấy phép Mạng Xã Hội số: 670/GP-BTTTT cấp ngày 30/11/2015 Copyright © 2022-2032 TaiLieu.VN. All rights reserved.