Đề tài về Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Chia sẻ: Vũ Văn Nam | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:69

1
1.400
lượt xem
479
download

Đề tài về Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Mô tả tài liệu
  Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Đề tài về Thuyết minh đồ án chi tiết máy gồm 4 phần trình bày: tính chọn động cơ điện – phân phối tỷ số truyền, thiết kế các chi tiết truyền động, thiết kế vỏ hộp chọn chế độ lắp. Cùng tham khảo nhé.

Chủ đề:
Lưu

Nội dung Text: Đề tài về Thuyết minh đồ án chi tiết máy

  1. ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149 daovantung.hh.bg@gmail.com CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM độc lập tự do hạnh phúc ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Sinh viên thiết kế: Đào văn Tùng Lớp: k41ccm6 Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn văn Dự nội dung thiết kế:Thiết kế trạm dẫn động băng tải Số liệu cho trước: Lực vòng trên băng tải:Ft=4250 Thời hạn phục vụ: 7 năm N Đường king tang băng 1 tải:D=350mm Tỷ lệ số giờ làm việc/ngày: 3 Vânj tốc vòng băng Tỷ lệ số giờ làm việc /năm:4/5 tải:v=0,77m/s T/chất tải trọng:quay đều,làm việc êm Sơ đồ khai triển hệ dẫn động Sơ đồ tải trọng:Kbd=1.5 1
  2. ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149 daovantung.hh.bg@gmail.com MỤC LỤC THUYẾT MINH................................................................. 3 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ................................................... 3 PHẦN I/TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN –PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN................................................................ 3 PHẦN II/THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 8 A:THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN...................................... 8 I/THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH...................................... 8 CHươngII tính chọn khớp nối ........................................ 55 Chương III/Tính chọn then............................................. 56 Chương IV/TÍNH CHỌN Ổ LĂN : ............................... 59 PHẦN III)THIẾT KẾ VỎ HỘP CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP 66 I)THIẾT KẾ CÁC KÍCH THƯỚC CỦA VỎ HỘP: ...... 66 2
  3. ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149 daovantung.hh.bg@gmail.com THUYẾT MINH ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY PHẦN I/TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN –PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I)Chọn động cơ điện 1)chọn loại động cơ Chọn động cơ điện đẻ dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy.Trong công nghiệp sử dụng nhiều loại động cơ như: Động cơ điện một chiều , động cơ điện xoay chiều.Mỗi loại động cơ có một ưu nhược điểm riêng, tùy thuộc vao các yêu cầu khác nhau mà ta chọn loại động cơ cho phù hợp. Với yêu cầu thiết kế trạm dẫn động băng tải đã cho, dựa vào đặc tính và phạm vi sử dụng của loại động cơ ta chọn động cơ ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc (còn gọi là rô to ngắn mạch) vì nó các ưu điểm đó là:Kết cấu đơn gản giá thành thấp , rễ bảo quản,làm việc tin cậy.Tuy nhiên loại này có nhược điểm là hiệu suất thấp , hệ số cos ϕ thấp so với động cơ đòng bộ , không điều chỉnh vận tốc được. 2)Chọn công suất động cơ +) Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ , đảm bảo cho khi động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không được lớn hơn Pdm ≥ Pdt trong đó dc dc nhiệt độ cho phép.Muốn vậy cần có: dc Pdm : công suất định mức của động cơ dc Pdt :công suát đẳng trị của động cơ +)Do tải trọng không đổi nên ta có: Pdt = Plv dc dc Plvdc : công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ 3
  4. ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149 daovantung.hh.bg@gmail.com ct Plv P dc = ηΣ lv Plcct +) :giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác: Ft .v ct P lc = 1000 Ft =4250 N :lực vòng trên băng tải V=0,77 m/s :vận tốc vòng băng tải 4250.0,77 Pl ct = = 3,2725 → 1000 kw η Σ :hiệu suất truyền động(toàn hệ thống) với hệ thống đã cho:η Σ = η ol .η kh .η br .η x ta có 4 cặp ổ lăn,2 cặp bánh răng,1 khớp nối, 1 bộ truyền xích η = 0,99 , η x = 0,93 Tra bảng 2.3(HD) ta có: η br = 0,97 ,η kh = 1 , ol →η Σ = 0,994.1.0,972.0,93 =0,84% →công suất làm việc danh ngiã trên trục động cơ Plvct 3 , 2725 P dc = = = 3 , 895 ηΣ lv 0 , 84 kw Vậy công suất đẳng trị trên trục động cơ: Pdt = Plvdc = 3,895 dc kw 3)Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:ndb 3.1)Số vòng quay trên trục công tác: nct 60.10 3.v :nct = π .D v/ph +) v:vận tốc vòng băng tải: v =0,77 m/s +)D: dường kính tang băng tải: D=350mm 4
  5. ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149 daovantung.hh.bg@gmail.com 60.1000.0,77 nct = = 42,01 → π .350 v/ph +) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:ndb = 1500 v/ph như vậy tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống: ndb 1500 = = 35,7 U = nct 42,01 sb .ta thấy tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống nằm trong khoảng tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền bánh răng trụ hai cấp(8÷40) Vậy số vòng quay đồng bộ được chọn của động cơ là 1500 v/ph 3.2)Chọn động cơ sử dụng -Động cơ loại 4A có khối lượng nhẹ hơn loại K và DK.Phạm vi công suất lớn và số vòng quay đồng bộ lớn loại Kvà DK -căn cứ vào giá trị công suất đẳng trị và số vòng quay đồng bộ của động cơ ta chọn động cơ sao cho: Pdm ≥ Pdt . Tra bảng P1.3 dc dc phụ lục ta chọn động cơ: 4A100L4Y3: Bảng thông số: kiểu động Công Vòng cos ϕ η% Tmax TK cơ suất quay Tdn Tdn 4A100L4Y3 4,0 1420 0,84 84 2,2 2,0 4)Kiểm tra điều kiện mở máy điều kiện quá tải cho động cơ a)Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ - Khi khởi động , động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống : điều kiện mở máy : Pmm ≥ Pcbd kw dc dc dc Pmm -) :công suất mở máy của động cơ dc P mm dc =Kmm. Pdm TK dc Kmm = Tdn =2,0 → Pmm =2,0.4=8 kw 5
  6. ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149 daovantung.hh.bg@gmail.com dc Pcbd -) công suất cản banđầu trên trục động cơ P dc cbd = Plvdc .K bd Kbd =1,5;hệ số cản ban đầu Plvdc = 3,895 Pcbd = 3,895.1,5 = 5,84 dc → kw Vậy Pmm = 8 > Pcbd = 5,8 dc dc →đảm bảo điều kiện mở máy II)PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN tỉ số truyền chung của toàn hệ thống: U Σ n dc U Σ = nct ndc = 1420 số vòng quay đã chọn của động cơ nct =42,01 :số vòng quay trên trục công tác 1420 UΣ = = 33,8 → 42,01 , Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp U Σ = U ng .U h Ung tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp Uh = U1 . U2 , tỉ số truyền của hộp giảm tốc U1 tỉ số truyền của cặp bánh răng 2 ( cấp nhanh) U2 tỉ số truyền của xặp bánh răng 3(cấp chậm) 1)Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp +)Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với bộ truyền xích ngoài hộp ta có Ung= (0,15 ÷ 0,1)U Σ = (0,15 ÷ 0,1)33,8 =(2,25÷1,83). Ta chọn Ung=1,83 U Σ 33,8 = = 18,47 →Uh= U ng 1,83 2)Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc Uh=U1.U2 6
  7. ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149 daovantung.hh.bg@gmail.com U h 18,47 2 = = 3,2 U1 =0,85 18,47 =5,76 →U2 = 3 U1 5,76 III)XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC 1)Tính tốc độ quay của các trục(v/ph) n ni = i −1 U i −1→i ni −1 , ni số vàng quay trên trục i-1,và truc i Ui-1→I tỉ số truyền giữa trục i-1 và trục i Vậy: +) Tốc độ quay trục I : nI = ndc =1420 (v/ph) n I 1420 = = 246,52 +) Tốc độ quay trên trục II: nII = U 1 5,76 v/ph n II 246,52 = = 77,03 +) Tốc độ quay trên trục III; nIII = U2 3,2 v/ph n III 77,03 = = 42,1 U ng 1,83 +) tốc độ quay trên trục IV : nIV = v/ph 2)Tính công suất danh nghĩa trên các trục (kw) Plvdc .η dc → I .η ol +)trục I : PI = =3,895.1.0,99=3,85 kw η .η η .η +) Trục II : PII =PI . I → II ol =3,85. br ol =3,85.0,97.0,99=3,7 kw η .η +) Trục III; PIII = PII. br ol = 3,7.0,97.0,99 = 3,55 kw η .η +)Trục IV: PIV = PIII. x ol =3,555.0,93.0,99 =3,273 kw 3)+Tính mô men xoắn trên các trục (N.mm) 9,55.10 6.Pi Ti = ni -)Pi công suất trên trục i -)ni số vòng quay trên trục i 7
  8. ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149 daovantung.hh.bg@gmail.com 9,55.10 6.3,895 = 25892,6 1420 TI= N.mm 6 9,55.10 .3,7 = 143335,22 TII = 246,52 N.mm 9,55.106.3,555 = 440120,73 TIII = 77,03 N.mm 9,55.10 6.3,27 = 741769,6 TIV = 42,1 N.mm 4)Từ các kết quả tính được ta có bảng số liệu tính toán: Tốc độ Tỉ số Công suất Mômen quay truyền Kw xoắn(N.mm) v/ph Trục đông 1420 1 4,0 26195,25 cơ TrụcI 1420 3,85 25892,6 5,76 TrụcII 246,52 3,7 143335,22 3,2 TrụcIII 77,03 3,55. 440120,73 1,83 TrụcIV 42,1 3,27. 741769,6 PHẦN II/THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG A:THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN I/THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 1)Chọn loại xích Có ba loại xích:xích ống ,xích con lăn,và xích răng.Trong ba loại xích trên ta chọn xích con lăn để thiết kế vì chúng có ưu điểm: 8
  9. ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149 daovantung.hh.bg@gmail.com Có thể thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa(ở xích ống) bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa (ở xích con lăn).Kết quả là độ bền của xích con lăn cao hơn xích ống chế tạo xích con lăn không khó bằng xích răng Ngoài ra: Xích con lăn có nhiều trên thị trường →dễ thay thế Phù hợp với vận tốc yêu cầu Vì công suất sử dụng không quá lớn nên chọn xích một dãy 2) Xác định các thong số của xích và bộ truyền xích a)Chọn số răng đĩa xích -số răng đĩa xĩch càng ít , đĩa bị động quay càng không đều, động năng va đập càng lớn và xích mòn càng nhanh.Vì vậy ta chọn số răng tối thiểu của đĩa xích (thường là đĩa chủ động) là: Z 1 ≥ Z min =13 ÷ 15 Theo công thức thự ngiệm Z 1 =29-2u =29-2.1,83 = 25,34 Theo bảng 5.4(hd) chọn :Z 1 = 27 (răng) -từ số răng đĩa xích nhỏ : Z 1 =27 răng ta có số răng đĩa xích lớn là: Z 2 = u.Z 1 ≤ Z max Zmax =120 đối với xích con lăn →Z 2 =1,83.27 = 56,25 →chọn Z2 =49 ≤Zmax Như vậy tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là: Z 2 49 = Ux = Z 1 27 =1,81 b)Xác định bước xich p: -Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng: Pt = P.k.k z .kn ≤ [P] 9
  10. ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149 daovantung.hh.bg@gmail.com Pt là công suất tính toán (kw) P:công suất cần truyền trên trục ba (kw) :P=PIII =3,55. [P]:công suất cho phép (kw) Kz: hệ số số răng Z 01 25 = = 0,925 Kz = Z1 27 (Z01 số răng đĩa nhỏ tiêu chuẩn) n01 Kn = :hệ số vồng quay n1 +n01 tra bảng 5.5 (hd) gần nhất với n1 50 →kn = 77,03 =0,65 K hệ số sử dụng K=k0.ka.kdc.kbt.kd.kc +k0 :hệ số kể đến vị trí của bộ truyền +k0 =1 (tra bảng 5.6)góc nối hai tâm đĩa xích hợp với phương ngang góc≤600 +ka hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích +ka =1 vì ta chọn a = (30 ÷ 50)p +kdc hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng +kdc=1,25 vị trí trục không điều chỉnh được +kbt hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn +kbt =1,3(có bụi nhưng vẫn đảm bảo bôi trơn) +kd hệ số tải trọng động +kd =1:tải trọng làm việc êm +kc hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền + kc =1 làm việc 1 ca →K =1.1.1,25.1,3.1.1=1,625 Vậy :Pt=3,55..1,625.1.0,.65 =3,05(kw) Tra bảng 5.5(hd) với n01 =50 (v/ph) Chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích : p= 31,75 (mm) thỏa mãn điều kiện bền: Pt = 3,465 ≤ [p] =5,83 (kw) đồng thời theo bảng 5.8(hd) ta có :p ≤ pmax =50,8 mm c)Khoảng cách trục và số mắt xích 10
  11. ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149 daovantung.hh.bg@gmail.com +)khoảng cách trục:chọn a =30p = 30. 31,75 =952,5mm +)Số mắt xích x 2a Z 1 + Z 2 ( Z 2 − Z 1 ) 2 . p + = : x = p 2 4.π 2 .a 2.952,5 27 + 49 (49 − 27) 2 .31,75 + + = 31,75 2 4.π 2 .952,5 =98,4 (mắt xích) chọn x = 98 mắt xích +) tính lại khoảng cách trục theo x đã chọn: : a = 0,25p{x -0,5(Z +Z ) + [xc − 0,5( Z 2 + Z1 )] − 2[( Z 2 − Z1 ) / π ] } 2 2 c 2 1 →a=946mm Để xích không phải chịu lực căng quá lớn giảm a đi một lượng : Δ a = 0,003a = 0,003.946 =2,838 →a = 946-2,838 =943,162 mm Chiều dài xích:L =p.x=31,75.98 =3111,5mm +)Số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây Z 1 .n1 27.77,03 = 1,415 :i = 15.x ≤ [i] →i= 15.98 ≤ [i] =30 (với p=31,75mm) d)Kiểm ngiệm xích về độ bền: Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm ngiệm về quá tải theo hệ số an toàn: ≥ [s ] Q : s= k d .Ft + F0 + Fv Trong đó:Qlà tải trọng phá hỏng,tra bảng 5.2 (hd)Q=88,5 3 N k d :hệ số tải trọng động k d = 1,2 (bộ truyền làm việc trung bình) 1000 P Z 1 .P.n1 ≈ 1,1 Ft lực vòng:Ft = v (v= 60000 ) 1000.3,55 = 3227,27 →F = 1,1 N t +) lực căng ly tâm: Fv =q.v2 =3,8.1,12 =4,6 N (q:khối lượng 1 mét xích tra bảng 5.2) F0 =9,81.kf.qa (kf=4 bộ truyền ngiêng góc < 400) 11
  12. ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149 daovantung.hh.bg@gmail.com =9,81.4.2,6.0,750 =76,518 N 88,5.10 3 = 22,02 →s= 1,2.3227,27 + 140,63 + 4,6theo bảng 5.10(hd) với n=50v/ph →[s]=7→ s > [s]→bộ truyền xích đảm bảo độ bền e) Đường kính đĩa xích +) Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định: p 31,75 = 273,48 π 180 sin( ) sin : d1 = Z1 = 27 mm 31,75 = 495,55 180 sin :d2 = 49 mm +) đường kính vòng đỉnh: 180 180 :da1 =p[0,5+cotg Z1 ] = 31,75[0,5+cotg 27 ] = 287,51 180 :da2 = 31,75[0,5+cotg 49 ] =510,4 +) đường kính vònh chân: df1 =d1 -2r với r =0,5025.d1 +0,05 =0,5025.15,8+0,05=8,03mm d1 =15,88 tra bảng 5.2(hd) →df1=273,48-2.9,62 =254,2 mm → df2 =d2 -2r =495,55-2.9,62 = 476,31 mm Các kích thước còn lại tính theo bảng13.4 (hd) f)Kiểm ngiệm độ bền tiếp xúc của bộ truyền +) ứng suất tiếp xúc: σ H trên mặt răng đĩa xích phải thỏa mãn điều k r ( Ft .k d + Fvd ) E σ H = 0,47. ≤ [σ ] A.k d kiện : Trong đó: [σ ] ứng suất tieeps xúc cho phép MPa Fvđ lực va đập trên m dãy xích N Fvđ =13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.77,03.31,753.1 = 3,2 N Ft =3555 N [ σ H ] tra bảng 5.11(hd) = [550÷650] MPa *)với đĩa xích nhỏ kd = 1: hệ số phân bố không đều tải cho các dãy(xích một dãy) 12
  13. ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149 daovantung.hh.bg@gmail.com *)kd = 1 hệ số tải trọng động *)kr : hệ số kể sự ảnh hưởng của số răng đĩa xích , phụ thuộc vào Z Z1 = 27→k = 0,42 5 *) E = 2,1.10 MPa *)A = 180 mm2 tra bảng 5.12(hd) 0,396(3227,27.1 + 3,2).2,1.105 σ H = 0,47. → 262.1 = 475,92 Như theo bảng 5.11(hd) dung gang xám tôi ram có độ rắn bề mặt 321÷429HB . Ứng suất tiếp xúc cho phép : σ H = 550 ÷ 650 MPa lfà vật liệu đảm bảo để chế tạo đĩa xích *)Với đĩa xích lớn :Z2 =55 →kr2 =0,23 k r 2 ( Ft . .k d + Fvd ) E σ H 2 = 0,47. A.k d Fvd =13.10-7.nct.p3.m +)với nct=42,04 số vòng quay của trục công tác , trục 4 →Fvd =13.10-7.42,1.31,753.1 = 1,75 0,23.(3227,27.1 + 1,75).2,1.105 σH2 = 0,47. 262.1 =362,62 MPa Vật liệu và nhieetj luyện của đĩa xích 2 tương tự của đĩa xích 1 g)Xác định lực tác dụng lên trục Có : Fr = kx.Ft +) kx hệ số kể đến trọng lượng xích : kx=1,15(bộ truyền nằm ngang) →Fr = 1,15.3227,27 =3711,36N II)THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG II)THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG: 2.1)Bộ truyền bánh răng cấp nhanh 1)Chọn vật liệu :theo bảng 6.1(hd) 13
  14. ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149 daovantung.hh.bg@gmail.com -) Ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB
  15. ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149 daovantung.hh.bg@gmail.com NHE =60 .c.n.t Σ trong đó : +)n: số vòng quay +)t Σ tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét +)c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1 365.4.24.7 = 16352 +) t Σ = 5.3 giờ →NHE1 =60.1.282,86.16352 =27,759.107 →NHE2 = 60.1.94,6.16352= 92,81.106. Ta thấy NHE>NHO→KHL=1 σ H lim 0 570 = = 518,18MPa +) Bánh nhỏ: [ σ H 1 ] = SH 1,1 σ H lim 0 530 = = 481,81MPa +)Bánh lớn: [ σ H 2 ] = S H 1,1 Ta sử dụng bánh răng ngiêng có: [σ H ] = [σ H 1 ] + [σ H 2 ] = 518,18 + 481,81 = 500 2 2
  16. ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149 daovantung.hh.bg@gmail.com Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:NFE = NHE: NFE1 =NHE1=139,319.107 NFE2 = NHE2 =24,18.107 Ta thấy :NFE >NFO→Lấy NFE= NFo →KFl =1 +)YS hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất :< _)KXF hệ số xét đến kích thước bánh răng , ảnh hưởng đến độ bền uốn Trong bước tính toán sơ bộ lấy:YR.YS.KXF =1 ⎡ [σ F ] = σ F lim [σ F 1 ] = σ F1lim = 450.1.1 = 257,14MPa⎤ 0 0 ⎢ 1,75 ⎥ Do vậy sF →⎣ sF ⎦ [σ F 2 ] = σ F 2 lim 0 414.1.1 = = 236,57 MPa SF 1,75 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:vìHB=241÷285
  17. ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149 daovantung.hh.bg@gmail.com b)Xác định các thông số ăn khớp : -) Mô đun :m=(0,01÷0,02)a w =(1,2÷2,4) Tra bảng 6.8(hd)ta chọn mô đun pháp m=.1,25 -Chiều rộng vành răng:b w = a w .Ψba = 120.0,3 = 36mm = 36mm Chọn b w 2 và để đảm bảo chất lượng ăn khớp ta chọn b w1 =40mm>b w2 -)Xác định số răng Z1, Z2, chọn sơ bộ β = 10 → cos β = 0,9848 0 2.a w . cos β 2.120.0,9848 = = 27,97 +) số răng bánh nhỏ: Z1 = Z1= m.(u + 1) 1,25.(5,76 + 1) , chọn 27răng +) số răng bánh lớn:Z2 = u.Z1 =5,76.27=155,2 chọn Z2 =155răng Z 2 155 = = 5,74 →tỉ số truyền thực:ut = Z1 27 Với Z1=27 ta dung dịch chỉnh góc với:x1 = x2 =0,5 Theo bảng 6.10B ta tra được ky =0,21 k y .Z t Δy = = 0,03822 1000 m( Z 1 + Z 2 ) 1,25(27 + 155) = 0,947 Góc ngiêng : β : cos β = 2.a w = 2.120 →18,57thuộc khoảng:8÷200 (với cặp bánh răng trụ răng ngiêng) 4)Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện : 2.T1 .K H .(u + 1) σ H = Z m .Z H .Z ε ≤ [σ H ] 2 bw .u.d w Trong đó : +)Zm :hệ số kể đến cơ tính của vật liệu , của các bánh răng ăn khớp , tra bảng 6.5(hd) được: Zm =274 (MPa1/3) +)ZH hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc : +) β b góc ngiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở: 2 cos β b sin 2α tw ZH = +) tg β b = cos α t .tgβ , đối với bánh răng ngiêng không dịch chỉnh: 17
  18. ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149 daovantung.hh.bg@gmail.com α tw = α t =arctg(tg α /cos β )=27,03 cos α t =0,91932→tg β b =cos α t .tgβ =0,91932.tg18,57=0,933 2. cos18,57 = 1,64 → β b =17,4.Vậy ZH = sin 2.27,03 +)Z ε hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: bw .sin β 36.sin 18,57 1 = = 1,12 Ta có : ε β = mπ 1,25.3,14 >1→Z ε = ε α +) ε β hệ số trùng khớp dọc: ⎡ 1 1 ⎤ ε α = ⎢1,88 − 3,2( + )⎥.. cos β = 1,6 ⎣ 32 96 ⎦ 1 = 0,79 →Z ε = 1,6 +)KH hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :KH =KH β .KH α .KHV TRONG ĐÓ: KH β =1,06, tra bảng 6.7(hd) ưứngvới sơ đồ 3 KH α hệ số kể đến sưựphân bố không đều tải trọng cho các đôi răng π .d w1 .n +) vận tốc vòng của bánh răng:v= 60000 +) d w1 đường kính vòng lăn bánh nhỏ(bánh chủ động) 1,25.a w 1,25.120 d w1 = = = u +1 5,76 + 1 34,4mm 3,14.34,4.1420 = 2,55m / s ⇒ v= 60000
  19. ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149 daovantung.hh.bg@gmail.com [σ H ]cx = [σ ]Z v .Z R .K XH Trong đó [σ ] = 500MPa ,;- Với v=2,55
  20. ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149 daovantung.hh.bg@gmail.com YF1, và aY F2 hệ số dạnh răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh Z1 27 = = 31,7 +)số răng tương đương :Zv1 = cos β cos 18,57 3 3 tương tự ta có : 155 3 Zv2 = cos 18,57 =181,96 Vì dùng răng dịch chỉnh với hệ số dịch chỉnh : x=0,5 Tra bảng 6.18 (hd) ta có: YF1, =3,4, Y =3,52 F2 KF hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF =KF β . KF α . KFv tra bảng 6.10(hd) : KF α = 1,4 (v

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

Đồng bộ tài khoản