zunia.vn

Tuyển sinh 2024 dành cho Gen-Z

zunia.vn

» Kỹ Thuật - Công Nghệ

» Cơ khí - Chế tạo máy

Đồ án thiết kế môn học chi tiết máy

Chia sẻ: Quoc Tuan | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:39

Báo xấu

530
lượt xem 147
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Phân phổi tỉ số truyền trong hộp giảm tốc theo điều kiện bôi trơn bằng cách ngâm dầu và đế nhận được khuôn khổ hộp giảm tốc nón- trụ hai cấp nhỏ nhất, có thể sửa dụng đồ thị hình 5-17(Thiết kể chi tiết máy).

Chủ đề:

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

Lưu

Nội dung Text: Đồ án thiết kế môn học chi tiết máy

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 23- PHƯƠNG ÁN 7. Sơ đồ hệ thông động và biểu đồ mô men làm việc của động cơ 1: Động cơ điện 2: khớp nối đàn hồi 3: hộp giảm tốc 4: bánh răng 5: tang quay. Số liệu thiết kế: Lực F (KN) = 5, 1 Vận tốc v (m/s) = 1, 18 Đường kính tang dẫn, D = 0, 45 m Mô men m (kNm) =2, 3 Thời gian phục vụ 5 năm (K năm =0,3 , K ngày= 0,8). Trang-1 SVTh: Bùi Quốc Tuấn
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỔI TỈ SỐ TRUYỀN 1. Chọn động cơ: -Ta có số liệu ban đầu: F =5, 1 k N V = 1, 18 m s D = 0, 45 m -Công suất trên tang quay: Plv =F*V=5, 1*1, 18 = kW. plv +Tính công suất cần thiết của động cơ: pct = (1) η Trong đó: +Hiệu suất chung: η = η1.η2 .η32 .η4 4 Với:η1 = 1 - hiệu suất khớp nối đàn hồi η 2 = 0, 96 - hiệu suất bộ truyền bánh răng côn η 3 = 0, 97 - hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ η 4 = 0, 99 - hiệu suất của một cặp ổ lăn. => η = 0.87 Thay vào công thức (1) ta có: pct = kW. -Chọn số vòng quay nsb: +Chọn tỉ số truyền sơ bộ: usb = unsb.uhsb = 4*7 = Với: unsb là tỉ số truyền của bánh răng nghiêng = 4, U hsb là tỉ số truyền của hộp giảm tốc = 7 +Số vòng quay của tang: 60000 * V N tg = = v/p. 3.14 * D ⇒ Số vòng quay của động cơ sơ bộ: Nsb =ntg.usb = 50 * 24.5 = v/p. -Động cơ được chọn phải thõa mãn: P P đc ct � ndb nsb Vậy động cơ được chọn: nđb = 1400 (v/p) , p = 1,5 (KW); -Loại 4A80B4Y3 (p1. 3- Tính Toán Thiết Kể Hệ Thống Dẫn ĐộngCơ Khí) 2. Phân phối tỉ số truyền: -Tính lại chính xác tỉ số truyền chung cho hệ dẫn động Trang-2 SVTh: Bùi Quốc Tuấn
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG ndc 1400 U = n = 50 = tg +Chọn tỉ số truyền cho bộ truyền bánh răng là: ung = uđ = 3 U =ung.uh =3.uh = U ⇒ uh = ung + U h là tỉ số truyền của hộp giảm tốc. -Phân phổi tỉ số truyền trong hộp giảm tốc theo điều kiện bôi trơn bằng cách ngâm dầu và đế nhận được khuôn khổ hộp giảm tốc nón- trụ hai cấp nhỏ nhất, có thể sửa dụng đồ thị hình 5-17(Thiết kể chi tiết máy – Nguyễn Văn Lẫm). +Khi dùng đồ thị trên cần phái biết trước các thông số tỉ lệ sau: 2, 25 �dc � ] txc � n ψ [σ 2 K d ε N = 02c và λN = (1 −ψ L ) ��] txn K c ψL [σ 2 d 02 n b +Trong đó ψ L = hệ số chiều rộng bánh răng nón b trên cho chiều dài dường sinh L b2 c hình nón L.ψ L có thế lấy bằng 0,3;ψ dc = .;chọn ε N = 1 1, 4 b01c +Khi thiết kế sơ bộ có thế lấy λ N = 10,7 ψ dc với ψ dg = 1,15 1, 4 +Do đó +Chọn ψ dc = 1, 2 => ta tính được λ = N Tra trên đồ thị với số liệu vừa tính được ta có u1 = 3.3 (Đây là tỉ sổ truyền của cặp bánh răng nón), do đó tỉ số truyền của cặp bánh Răng trụ sẽ là: u2 = uh/ u1 = /= 3. Tính Công suất, số vòng quay và mô men xoắn trên các trục -Công suất làm việc: +Công suất làm việc trên Tang: Plv =P4 = kW. +Công suất trên trục 3: plv 6.018 = P3 = = kW . η *ηk 0.992 *1 2 01 +Công suất trên trục 2: p3 P2 = = kW. η01 *ηbr1 + Công suất trên trục1: p2 6. 6 P1 = ηbr 2 *ηol = kW. - Số vòng quay trên các trục: Trang-3 SVTh: Bùi Quốc Tuấn
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG ndc 1400 +Số vòng quay trục 1: n1 = = = v/p. uđ 3 n1 700 = +Số vòng quay trục 2: n2 = = v/p. u1 3,3 +Số vòng quay trên trục 3: n3 = 50 v/p. -Tính mô men xoắn trên các trục (T): +Ta có công thức liên hệ giữa mô men xoắn T và số vòng quay n: 9,55.106.P T= n +Trên trục động cơ: 9,55.106.P 6 dc = 9,55.10 .1,5 = N.mm. T= dc n 1400 dc +Trên trục 1: 9,55.106.P 9,55.106.1,03 1= T= = N.mm. 1 n 466.7 1 +Trên trục 2: 9,55.106.P 9,55.106.0,98 2= T= = N.mm 2 n 141.42 2 +Trên trục 3 : 9,55.106.Ptg 9,55.106.0,918 = N.mm. T= = 3 n 50 lv -Từ những kết quả tính được ta có bảng phân phổi tỉ số truyền như sau: Trang-4 SVTh: Bùi Quốc Tuấn
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG Trục động cơ Trục số 1 Trục số 2 Trục số 3 Thông số u n (v/p) P (kW) T (N.mm) PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 2.1) THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ 2.1.1).Chọn vật liệu và chế độ nhiệt luyện cặp bánh răng trụ răng nghiêng: - Bánh răng nhỏ: + Do không có yêu cầu đặc biệt và quan điểm trong thiết kế; nên ta chọn thép 45, thưòng hoá độ rắn đạt từ 170 - 220 HB δ b1 = 580 MPa, δ ch1 = 290 MPa -Bánh răng lớn: Thép 50 thường hóa, độ rắn đạt180 - 230 HB δ b 2 = 600MPa, δ ch 2 = 300MPa . -Giới hạn mỏi tiếp xúc và mỏi uốn của bánh dẫn và bánh bị dẫn: +Ta có : δ tx = 2 HB + 70, δ u = 1,8 HB 0 0 (Bảng 6.2 trang 94-TKHTDDCK) ; Chọn HB1=230, HB2 =170 +Bánh nhỏ: δ tx1 = 2 HB + 70 = 2.230 + 70 = 0 MPa. δ u1 = 1,8HB = 1,8.230 0 = MPa. +Bánh lớn: δ tx 2= 2 HB + 70 = 2.170 + 70 = 0 MPa δ u2 = 1,8 HB = 1,8.170 = MPa -Số Chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: +Công thức (6.5-TKHTDDCK, trang 93): N HO = 30.HB 2,4 . Trang-5 SVTh: Bùi Quốc Tuấn
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG + N HO1 = 30.HB = 30.230 = 2,4 2,4 = 1, 4 107 Chu kỳ. +NH02 = 30 HB 2,4 = 30 1702,4 = = 6, 8.106 Chu kỳ. 2.2) THIẾT KỂ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN CẤP NHANH. 2.2.1 – Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uổn cho phép: a)- Ứng suất tiếp xúc cho phép: -Số Chu kỳ làm việc tương đương tính Theo công thức: 3 �T � NHE = 60 �� i � i ti c n T �max � -Số Chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng nón lớn: +Ti, n , ti lần lượt là mô men xoắn,số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i. +Tmax- mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (ở đây không tính đến mô men xoắn do quá tái trong thời gian rất ngắn.) 2 2 M  M  T Ntđ2 = 60.c. ∑  i  * ni * Ti = 60.n. ∑ Ti * ∑  i  * i ∑ Ti M  M   max   max  = 60.1...[13.0,45 + 0,33.0,55] = = 5.107 > NH02 do đó KHL2 = 1. (Trong đó tổng thời gian t = 5.300.0, 29. 24. 0, 82 = h). -Số Chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng nón nhỏ: Ntđ1 = Ntđ2 * u1 = = 16, 7*107 > NH01 do đó KHL2 = 1. -Như vậy Theo (6. 1a-tr93-TKHTDDCK) sơ bộ xác định được: -ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: σ tx 2 k HL1 410 1 o [ σ ] tx 2 = = = MPa. sh 1,1 -ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ σ tx1 k HL 2 530 o [ σ ] tx1 = = = MPa. sh 1,1 (Sh– hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc = 1, 1-tra bảng 6.2). b) Ứng suất uổn cho phép: -Số Chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uổn: NF0 = 4.106 Chu kỳ. -Tính số Chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương NFE: ( Ti / TMAX ) mf N FE = 60.C. .ni .ti (mf= 6 do độ rắn mặt răng HB < 350). N td 2 = 60 �� 41 (16 0, 45 + 0, 36 � 1 8560,8 207, 0,55) 7 ==4, 9.10 Chu kỳ. Ntđ1 = Ntđ2. u1 = 4, 8.107 .2, 7 = = 16.107 Chu kỳ. Vì Ntđ2 và Ntđ1 > NF0 = 4.106, do đó KFL = 1. -Ửng suất uốn cho phép của bánh nhỏ: Trang-6 SVTh: Bùi Quốc Tuấn
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG [ δ ] u1 = δ u01.K FC .K FL1 / S F = 414.1.1/1, 75 = MPa. -Ửng suất uổn cho phép của bánh lớn: [ δ ] u2 = δ u2 �� K FL 2 / S F = 306 �� 75 = MPa. 0 K FC 1 1/1, +Trong đó SF = 1, 75- hệ số an toàn khi tính về uổn (bảng 6.2-tr94). -Đổi với bánh răng côn răng thắng thì ứng suất tiếp xúc cho phép khi tính toán ta chọn Theo giá trị nhỏ nhất từ hai giá trị [σ] tx1 và [σ] tx2, do đó: [σ]tx = [σ] tx2 = MPa. 2.2.2-.Tính toán bánh răng côn răng thắng: a) -Chiều dài côn ngoài bánh chủ động: T1.K H β Re = K R . u 2 + 1 3 ( 1 − Kbe ) K be .u.[ δ ] tx 2 +Với: KR =0, 5.Kd (hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng). +Vì vật liệu được chọn là thép nên: +K d = 100 MPa => KR = 0, 5.100 =50 MPa. + K Hβ = 1, 29 (bảng 6.21 trang 113- TKHTDDCK). +Kbe =0, 3; hệ số chiều rộng vành răng (chọn Kbe =0, 3; vì u1= 2, 7 < 3). +T1= N.mm. 14052 1, 29 => Re = 50 3,3 + 1 2 = 3 ( 1 − 0,3) �� 372, 7 2 0,3 3,3 = mm. b) -Đường kính chia ngoài của bánh côn chủ động: T1.K H β d e1 = K d . 3 � − K be ) K be .u.[ δ ] 2 � (1 � tx � 14052.1, 29 =100. = mm. 3 ( 1 − 0,3) �� 372, 7 2 0,3 3,3 c) -Xác định các thông số ăn khớp : + Số răng của bánh nhó tra bảng 6.22-tr114-TKHTDDCK được Z1p = 18 +Với HB< 350, Z1 = 1,6. Z1p = 1,6*18 = răng ; Lầy số răng bánh côn nhỏ : Z1 = răng. Trang-7 SVTh: Bùi Quốc Tuấn
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG +Đường kính trung bình và mô đun trung bình : dm1 = (1- 0, 5.Kbe ).de1 = (1- 0,5*0,3)*57,3 = mm. mtm = dm1/ Z1 = 48,7/28 = mm. -Xác định các mô đun : de1 57,3 = +Mô đun vòng chia ngoài me = =; z1 28 Theo tiêu chuẩn chọn me = 2. +Số răng bánh bị dẫn : Z2 = Z1.u1 = 28*3,3 = răng ; Do đó tỉ số truyền mới um = Z2/Z1 = 92 / 28 = +góc côn chia : δ1 =arctg (Z1/Z2 ) = arctg (28/92) = 16ο55'37". δ2 = 90ο - δ1 = 73ο4'23". +Bề rộng răng : b = Kbe.Re =0,3* 98,8 = mm. + Đường kính vòng chia ngoài bánh bị dẫn : de2 = me.Z2 = 2.92= mm. d) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 2T1.K H . u 2 + 1 δ H = Z m .Z H .Z ε . 2 0,85.b.d m1.u +Tra bảng 6.5 trang 96 chọn zm=274. +Bảng 6.12 trang 106 chọn zH =1, 71 (do góc nghiêng β= 0; Z1 ≥ 21 nên hệ số dịch chỉnh x1, x2 = 0.) +Theo công thức 6.59a trang 115-hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: 4 − εα 4 − 1, 73 Zε = = = 3 3 +Trong đó: - ε α là hệ số trùng khớp ngang, tính Theo công thức: ε α = [1, 88 – 3, 2.(1/Z1 + 1/Z2) ] cosβ = Trang-8 SVTh: Bùi Quốc Tuấn
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG = [1, 88 – 3,2.(1/28 + 1/92) ] cos0 = -KH = KHβ. KHα .KHV Hệ sổ tải trọng khi tính về tiếp xúc. +Bánh răng côn răng thẳng nên: KHα =1 π .d m1 .n1 V= = m/s. 60000 VH = δ H .g 0.V d m1 (u + 1) / u = (Tra bảng 6.15-tr 107 có giá trị δH; tra bảng 6.16-với cấp chính xác 9 có g0). ν H .b.d m1 K HV = 1 + =. 2T1.K H β .K Hα KH = KHβ. KHα .KHV =. -Vậy tính được giá trị: 14052 �61�3,32 + 1 2� 1, δ H = 274 �71� � 1, 0,87 0,85 � � 7 2 � 30 48, 3,3 = MPa < [σ] tx = MPa; Nên bánh răng côn thõa yêu cầu về độ bền tiếp xúc. e) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 2T1.K F .Yε .Yβ .YF 1 δF1 = 0,85.b.mn m .d m1 -Điều kiện uốn của bánh răng côn: δ F 1.YF 2 δF 2 = YF 1 +T1 = Nmm: mômen xoắn trên bánh chủ động; +mnm= môđun pháp trung bình mm; (bánh côn răng thắng mnm =mtm); +b = mm chiều rộng vành răng; +dm1= mm đường kính trung bình của bánh chủ động; + Yβ =1: hệ số kể đến độ nghiêng của răng vì răng đang dùng là răng thẳng. + YF 1 , YF 2 : hệ số dạng răng tra bảng 6.18 trang 109 ta có: Trang-9 SVTh: Bùi Quốc Tuấn
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG YF 1 =3, 80 (do không dịch chỉnh và Zv1 = 30 răng). YF 2 = 3, 61 (do Zv2 = 92 răng). +Hệ số tải trọng khi tính về uốn: K F = K Fα .K Fβ .K Fv KFα = 1-hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp (do bánh răng thắng). KFβ = 1, 29: hệ số phân bố không đều tải trọng trên vành răng; (tra bảng 6.21tr113-TKHTDDCK). d m1 (u + 1) 48, 7.(3,3 + 1) ν F = δ F .g 0 .V = 0, 016.73.1, 6 = u 3,3 +Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp: ν F .b.d m1 K FV = 1 + = 2T1.K F β .K Fα +Hệ số tải trọng khi tính về uổn: KF = 1*1, 29*3,94 = 1 1 Yε = = = εα 1, 73 -Vậy tính được ứng suất uổn sinh ra tại chân răng : δ F 1 = MPa ≤ [σ]u1 = 236,6 MPa. δ F 1.YF 2 δF2 = = MPa≤ [σ] u2 = 175 MPa. YF 1 2.2.3) - Các thông số của bộ truyền bánh răng côn sau khi tính được: - Đường kính vòng chia ngoài: +de1 = mm; +de2 = mm; Đường kính vòng chia trung bình : - +dm1 = mm. Trang-10 SVTh: Bùi Quốc Tuấn
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG +dm2 = mm. - Số răng: + Z1 = răng + Z2 = răng. - Môđun vòng chia ngoài: +me = mm. - Môđun vòng chia trung bình: mnm = mm; Bề rộng vành răng bánh lớn: - B2 = mm. -Bề rộng bánh răng nhỏ: B1= 30+3 = 33 mm (Lấy bề rộng bánh răng nhỏ lớn hơn 10% đế khắc phục sai số lắp đặt đế đảm bảo bề rộng ăn khớp là B). - Góc côn chia: +δ1 = 16,92ο +δ2 = 73,08о 2.3) -THIẾT KỂ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG: 2.3.1) – Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uổn cho phép a)- Ứng suất tiếp xúc cho phép: -Số Chu kỳ làm việc tương đương: 3 �T � NHE = 60 �� i � i ti c n T �max � - Số Chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng trụ lớn: Ti, ni , ti lần lượt là mô men xoắn,số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i. + c – là số lần ăn khớp trong một vòng; c = 1. +Tmax- mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (ở đây không tính đến mô men xoắn do quá tái trong thời gian rất ngắn.) 2 2 M  M  T Ntđ2 = 60.1. ∑  i  * ni * Ti = 60.n. ∑ Ti * ∑  i  * i ∑ Ti M  M   max   max  = 60.1.84.8560,8.[13.0,45 + 0,33.0,55] = = 2 *107 > NH02 do đó KHL2 = 1. Trang-11 SVTh: Bùi Quốc Tuấn
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG (Trong đó tổng thời gian t = 5.300.0, 29.24.0, 82 = h). -Số Chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng trụ nhỏ: Ntđ1 = Ntđ2 * u2 = * = = 4 * 107 > NH01; do đó KHL1 = 1. -Như vậy Theo (6. 1a-tr93-TKHTDDCK) sơ bộ xác định được: -ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: σo k 410 1 [ σ ] tx 2 = tx 2 HL1 = = MPa. sh 1,1 -ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ: σ tx1 k HL 2 530 o [ σ ] tx1 = = = MPa. sh 1,1 (Sh – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc = 1, 1-tra bảng 6.2). b)- Ứng suất uổn cho phép: -Số Chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uổn: NF0 = 4.106 Chu kỳ. -Tính số Chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương NFE: ( Ti / TMAX ) mf N FE = 60.C . .ni .ti (mf= 6 do độ rắn mặt răng HB < 350). � N td 2 = 60 � 8560,8 � �6 � 45 + 0,36 � 1� 84 (1 0, 0,55) = = =1, 9.107 Chu kỳ. Ntđ1 = Ntđ2. u1 = 1, 9.107 * 2, 5 = = =4, 9 *107 Chu kỳ. Vì Ntđ2 và Ntđ1 > NF0 = 4.106, do đó KFL = 1. - Ửng suất uốn cho phép của bánh nhỏ: [ δ ] u1 = δ u01.K FC .K FL1 / S F = 414.1.1/1, 75 = =MPa. -Ửng suất uổn cho phép của bánh lớn: [ δ ] u2 = δ u2 .K FC .K FL 2 / SF = 306 �� 0 1 1/1,75 = =MPa. Trong đó SF = 1, 75- hệ số an toàn khi tính về uổn (bảng 6.2-tr94). Đổi với bánh răng trụ răng nghiêng thì ứng suất tiếp xúc cho phép khi tính toán ta chọn giá trị :( [σ] tx1 + [σ]tx2 )/ 2 = MPa. -Vậy: [σ]tx = MPa. 2.3.2) - Tính toán cặp bánh răng trụ răng nghiêng: a)- Khoảng cách trục: T2 .K H β aw = K a � 2 + 1) � (u 3 [ δ ] tx .u2 .ψ ba 2 (Theo CT 6. 15a trang 96 – TKHTDDCK). Trang-12 SVTh: Bùi Quốc Tuấn
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG + Ka = 43: hệ số phụ thuuộc vào vật liệu răng của răng và loại răng bảng 6.5 trang 96; ψ ba = 0,3 Bảng 6.6 trang 97; Trong đó: ψ ba là hệ số chiều rộng vành răng. +T2 = Nmm; ψ bd = 0,53 �� (u2 + 1) = 0,53 �� (2,5 + 1) = ψ ba 0,3 -Tra bảng 6.7 trang 98 chọn K Hβ =1, 07 (sơ đồ 3) - hệ số tải trọng phụ thuộc vào chiều rộng vành răng. -Khoáng cách trục: 44121, 25 1, 07 � aw = 43 � + 1) 3 (2,5 = mm. 427, 252 � � 2,5 0,3 Chọn khoáng cách trục aw = mm. b).Xác định môđun: m = ( 0, 01 0, 02 ) aw = 0, 01 125 = -Chọn m Theo tiêu chuẩn: m= 2 bảng 6.8 trang 99 c) - Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x: m( z1 + z 2 ) aw = CT 6.18 trang 99 2 cos β -Bộ truyền bánh răng nghiêng Chọn sơ bộ β =150: góc nghiêng của răng; 2a cos β 2 � � 125 cos150 z1 = w = = răng. m � 2 + 1) 2 � + 1) (u (2,5 Chọn z1 = răng; Z2=2,5*29 = răng . Chọn z2 = răng; +Do đó tỉ số truyền thực sẽ là: U2 = Z2/Z1 = -Tống số răng của cả hai bánh: Zt = răng m.zt 2 122 � cos β = = = 2aw 2.125 => β = = 11027' -Thỏa mãn vì β vẫn nằm trong giới hạn cho phép (β = 8-200) Do z1 > 21 và Z1 =35>ZMin +2 = 16 +2 nên ta chọn hệ số dịch chỉnh bánh răng X1và X2=0; (tra báng 6.9 trang 100-TKHTDDCK). d)-Kiểm tra độ bền tiếp xúc: -Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: 2 � � H (u2 + 1) T2 K δ H = Z m .Z H .Zε . bw .u2 .d w 2 Trang-13 SVTh: Bùi Quốc Tuấn
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG +Zm = 274 hệ số kế đến cơ tính của vật liệu -bảng 6.5 trang 96; +ZH =1, 67-trị số của hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc bảng 6.12 trang 106. εα: hệ số trùng khớp ngang được tính gần đúng theo công thức: � 1 1� 1 1� � ε α = � − 3, 2( + ) � β = � − 3, 2( + ) � 1,88 cos 1,88 cos11, 48 =; z1 z2 � 35 87 � � � εβ = bwsinβ/(mπ)= 37,5sin(11,48)/(2*3,14) = > 1 1 1 Zε = = Vậy: = εα 1, 72 ε β : Hệ số trùng khớp dọc của răng; + zε : Hệ số trùng khớp của răng; + K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; K Hβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, K H α : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho đôi răng đồng thời ăn khớp. K HV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. K H = K Hβ * K H α * K HV ; +Đường kính vòng lăn bánh răng chú động: 2 aw 2 125 d w1 = = = mm. u2 + 1 2,5 + 1 -Vận tốc bánh răng trụ chú động: π .d .n 3,14 � 4 � 71, 212,12 V= w1 1 = m/s. 60000 60000 +n1 = v/p; + Tra bảng 6.13 trang 106.Vì vận tốc nhỏ hơn 4 m/s nên ta chọn cấp chính xác là 9. Tra bảng 6.14 trang 107-TKHTDDCK được : KHα = 1,13 KFα = 1,37 aw 125 VH = δ H .g 0 �� = 0, 002 �� V 73 0,8 = u2 2,5 Bảng 6.15 và 6.16 trang 107 δH = 0,002:hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp ; go = 73 : hệ số ảnh hưởng của sai lệch các bước răng; -Hệ số kế đến tái trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp: vH bw d w1 K Hv = 1 + =; 2T2 K H β K H α Trang-14 SVTh: Bùi Quốc Tuấn
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG -Hệ số tái trọng khi tính về tiếp xúc: KH =. Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: 2 � � H (u2 + 1) T2 K δ H = Z m .Z H .Zε . = MPa < [σ]tx; bw .u2 .d w 2 Vậy thõa mãn điều kiện đế bánh răng làm việc không bị tróc rỗ mặt răng đồng thời hạn chế mòn và dính. e)- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Để đám bảo độ bền uổn cho Răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt qua một giá trị cho phép: 2 � � F � �β �F 1 T1 K Yε Y Y [ δ ] u1 δ F1 = bw �w � dm [ δ=u 2 ] δ F 2 ‫ ף‬δ F1 YF 2 / YF 1 -T2 = Nmm- mômen trên bánh chủ động; -Môđun của bánh răng: m =2 -Chiều rộng bánh răng: +Bánh răng nhỏ: bw1 = 37, 5+4, 5= 42 mm. +Bánh răng lớn: bw2 =37, 5 mm. -Đường kính vòng chia: dw1 = mm. Số răng tương đương: Z1 35 Z v1 = = = 37,18 Răng; cos β cos 11, 48 3 3 Z2 87 Zv 2 = = = 92, 4 răng. cos β cos 11, 48 3 3 -Hệ số dạng răng: Tra bảng 6.18-trang 109: YF 1 = 3,8 ; Hệ số dạng răng của bánh 1; YF 2 = 3, 62 ; Hệ số dạng răng của bánh 2. Yε -hệ số ảnh hưởng đến sự trùng khớp của răng: 1 Yε = = εα Yβ : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng β Yβ = 1 − = 140 K Fβ = 1, 17: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn bảng 6.7 trang 98. K Fα = 1, 37: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn bảng 6.14 trang 107; Trang-15 SVTh: Bùi Quốc Tuấn
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG - K FV ; Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn; -Cường độ tái trọng đông: aw ν F = 1 + δ F �� = = N/mm g0 v u2 VF � �w1 bw d = 1+ K FV = 2T2 � F β � Fα K K -Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF =KFβ. KFα. KFV = Vậy ứng suất uốn sinh ra tại chân răng: δ u1 = 2T2 ��β YF 1 /(bw d w m) = K F Yε Y => [δ]u1=236,6 MPa. δ F 2 = δ F 1 YF 2 / YF 1 = Mpa > [δ]u2 =175MPa. f) - Kiểm nghiệm răng về quá tải: -Ứng suất quá tái cho phép: [ δ H ] MAX σ = 2,8 �ch 2 = 2,8 � = MPa; 340 [ δ F1 ] MAX σ = 0,8 �ch1 = 0,8 � = MPa; 450 [ δ F 2 ] MAX σ = 0,8 �ch 2 = 0,8 � = MPa. 340 Theo công thức trang 109-TKHTDDCK: Kqt = TMAX /T = MMAX/M = 1,3 M/M = 1,3, +Ứng suất tiếp xúc quá tái của bánh răng chú động: δ tx1MAX = δ tx � K qt = 426,8 �1,3 = MPa< [δ H] MAX = (MPa); +Ứng suất quá tái về uổn cúa bánh răng 1: δ F 1MAX = δ F 1 K qt = MPa< [δF1] MAX =360MPa +Ứng suất quá tái về uổn của bánh 2: δ F 2 MAX = δ F 2 K qt = MPa
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG +Đường kính vòng chia: d1 = mm d2 = mm. +Chiều rộng vành răng: Bánh răng trụ lớn: bw2 = mm Bánh răng trụ nhỏ: bw1 = 37, 5 +4, 5 = mm(chọn chiều rộng bánh 1 lớn hơn 10% đế khắc phục sai số khi lắp ráp đám báo chiều rộng ăn khớp là bw). +Đường kính đỉnh răng: d a1 = d1 + 2(1 + X 1 − ∆y )m = 65.8 + 2 ��= 69.8mm 12 d a 2 = d 2 + 2(1 + X 2 − ∆y )m = 177,5 + 2 ��= 181,5mm 12 +Đường kính đáy răng d f 1 = d1 − (2,5 − 2 X 1 )m = d1 − 2,5m = 65.8 − 2,5 � = 60,8mm 2 d f 2 = d 2 − (2,5 − 2 X 2 )m = d 2 − 2,5m = 177,5 − 2,5 � = 172,5mm 2 +Góc nghiêng của răng: β = 11028’48” +Số răng: Z1 = răng Z2 = răng. +Khoảng cách trục: aw = mm +Góc ăn khớp: αtw = 200 22’48”. +Hệ số dịch chính: X1 = 0;X2 = 0. +Chiều cao răng: h = 2,5*m = 2,5* 2 = 4,5 mm. -Các lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: + Lực vòng: 2T2 Ft 3 = Ft 4 = =N d w1 +Lực hướng tâm: Trang-17 SVTh: Bùi Quốc Tuấn
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG Ft 3 tg (α tw ) Fr 3 = Fr 4 = =N cos( β ) +Lực dọc trục: Fa3 = Fa 4 = Ft 3 tg ( β ) = N. 2.4-Kiểm tra điều kiện bôi trơn của bánh răng: -Yêu cầu của việc bôi trơn bánh răng trong hộp giảm tốc là: +Mức dầu bôi trơn thấp nhất của hộp giám tốc bánh răng từ 0, 75-2 lần chiều cao răng h = 2,5m = 2, 5*2 = 4, 5 mm; nhưng không nhỏ hơn 10 mm. +Mức dầu cao nhất không ngập quá 1/3 đường kính đế giảm lực cán do dầu bôi trơn gây nên. PHẦN III.TÍNH TOÁN TRỤC: 1. Chọn vật liệu: - Vì đây là trục của hộp giảm tốc nên ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 chế độ nhiệt luyện là tôi cải thiện. 2. Chọn sơ bộ đường kính trục -Trị số của đường kính trục được xác định bằng mô men xoắn xác định theo công thức: TK dK = 3 0,2.[τ ] T-mô men xoắn, Nmm. - [τ ] : Ứng suất xoắn cho phép, MPa, vởi vật liệu là trục C45: [τ ] = 15…30 Mpa, giá trị [τ ] phụ thuộc vào từng vị trí của trục :giá trị nhỏ đối với trục vào ,trị số lớn đổi vơi trục ra hay trục trung gian: -Giá trị đường kính trục 1: Trang-18 SVTh: Bùi Quốc Tuấn
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG T1 T1 =3 d1 = mm; 0, 2.[ τ ] 3 0, 2 15 Ta chọn d1= mm. -Giá trị đường kính trục 2: T2 T2 d2 = =3 = mm 0, 2.[ τ ] 3 0, 2.20 Ta chọn d2 = mm -Giá trị đường kính trục 3: T3 T1 d3 = =3 = mm 0, 2.[ τ ] 3 0, 2.25 +Ta chọn d3 = 56 mm. 3.Tính trục: 3.1-Trục 1: -Sau khi có bề rộng bánh răng và đường kính sơ bộ trục giữa vào các công thức (10.10 và 10.12 trang 189 kết hợp sửa dụng bảng 10.3 và 10.4- TKHTDDCK) tính và xác định các kích thước chiều dài sơ bộ của trục : -Khoáng cách từ tâm của đai tới tâm ổ 1 : l12 = 0,5(ιm12 + b0 ) + k3 + hn = từ tâm ổ 1 tới tâm ổ 2 : l11 = 3 d1 = mm -Khoáng cách từ tâm ổ 2 tới đường kính trung bình của bánh răng nón nhỏ : l = l13 − l11 = mm Vậy có khoáng cách của trục 1 và khoáng cách tương đổi giữa: bánh đai-ổ 1 ổ 1-ổ 2 ;ổ 2-bánh răng nón nhỏ : Trang-19 SVTh: Bùi Quốc Tuấn
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Th.S PHẠM ĐỨC DŨNG F r F a yF d F z t1 x -Các lực tác dụng lên trục 1 : +Lực tác dụng của bánh đai lên trục có phương vuông góc với trục và có chiều làm cho các bánh đai có xu thế xích lại nhau(chiều như hính vẽ) Có giá trị bằng : α1 Fr = Fd = 2 ��sin F0 Z =N 2 +Lực vòng trên bánh răng nón: 2T1 Ft1 = =N d m1 +Lực hướng tâm trên bánh răng nón: Fr1 = Ft1.tgα n .cos δ1 = N +Lực dọc trục trên bánh răng nón: Fa1 = Ft1 .tgα n .sin δ1 = N -Phân tích lực tác dụng lên trục 1: Trang-20 SVTh: Bùi Quốc Tuấn

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

LV.15: Bộ Đồ Án Tốt Nghiệp Chuyên Ngành Cơ Khí

65 tài liệu

2418 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.